Дата

Подпись

№ докум.

Лист

Изм.

КП ТЭП 140106 001 ПЗ

ВВЕДЕНИЕ

Основными задачами курсового проектирования являются:

1. конкретизация и закрепление знаний по специальности, привитие навыков применения этих знаний при решении конкретных инженерно-технических задач;

2. развитие навыков самостоятельного творчества и использования специальной и справочной литературы;

3. овладение навыками проектирования и графического оформления результатов технических разработок.

При составлении заданий на проектирование руководителям работ необходимо предусматривать проработку курсовых проектов с максимальным приближением их к решению научно-технических задач, стоящих перед энергетикой, промышленно­стью и экологией. В связи с этим, как правило, курсовой проект должен выполняться на основе материалов, полученных студентами во время прохождения производст­венной практики в соответствии с темой проекта, которая выдается руководителем одновременно с заданием на практику.

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, кот- ло- и насосостроения.

Особое внимание следует уделять вопросам экономии и рационального исполь­зования топливно-энергетических ресурсов, расширения областей использования безотходных технологий, защиты окружающей среды.

Список использованной литературы:

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

5. Богданов С.Н., Иванов О.П., Куприянова А.В. Холодильная техника. Свойства веществ: Справочник. М: Агропромиздат, 1985.

6. Системы воздухоснабжения промышленных предприятий. / Борисов Б.Г., Калинин Н.В., Михайлов В А. и др.; Под ред. В.АГермана. М: Моск. энерг. ин-т, 1989.

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

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

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

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

11. Щербин В .А., Гринберг ЯЛ Холодильные станции и установки. М.: Химия, 1979.

12. Перелыптейн ИЛ, Перушин Е.Б. Термодинамические и теплофизи-ческие свойства рабочих веществ холодильных машин и тепловых насосов. М: Лепсая и пищевая промышленность, 1984.

Нижнекамский химико – технологический институт

Кафедра электротехники и электроснабжения предприятий

Задание № 1.1

на выполнение курсового проекта по дисциплине

«Технологические энергоносители предприятий»

Студенту гр. 3802

Разработать систему снабжения предприятия сжатым воздухом при следующих исходных данных:

-годовое потребление воздуха Q_г =3,05*10⁵ тыс.м³

-число часов работы предприятия τ_г=6000 ч/год

Показатели графика воздухопотребления:

-коэф. максимально длительной нагрузки k_мд=1,12

-коэф. максимально возможной нагрузки k_м.в.=1,35

Параметры воздуха, требуемые потребителем:

-давление в коллекторе у потребителя P_п=0,65 МПа

-температура воздуха у потребителя t_п=50 ^оС

-влагосодержание воздуха d_п=0,45 гр/кг

Характеристика трассы воздухопровода:

-суммарная длинна прямых участков трассы l_пр=175 м

-число поворотов на 90 градусов n_пов=10 шт.

-число тройников (ответвлений) n_тр=4 шт.

-количество задвижек n_зад=5 шт.

Климатические условия работы системы г.Архангельск:

-расчётное барометрическое давление Р_а=0,101 МПа или 757 мм.рт.ст.

-температура t_а=24,5 ^оС

-энтальпия i_a= 55,3 кДж/кг

-скорость ветра w_a=5 м/с

-амплитуда суточных колебаний температуры Δt_a=9,8 ^oC

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

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

Q_cp=( 1,1 * Q_г)/( τ_г *60)=932 м³/мин

Максимально допустимая нагрузка для КС:

Q_m.д. = k_м.д * Q_cp=1,12*932=1043,8 м³/мин

Максимально возможная нагрузка для КС:

Q_m.b. = k_м.в * Q_cp =1,35*932=1258,2 м³/мин

Задаёмся центробежной компрессорной станцией ЦБКС.Определяем количестворабочих машин:

Принимаем праб.= 4 шт.; през = 1 шт. Находим расчётную производительность одного компрессора:

Q_к.р. = Q_m.д. /n_раб=1043,8/4=260,95 м³/мин

Используем компрессор ABAC D3/50 CM2:Q_к=260 м³/мин

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

Q_раб= Q_к*n_раб=260*4=1040 м³/мин

Q_рез= Q_к* n_рез=260*1=260 м³/мин

Q_уст= Q_к* n_уст=260*5=1300 м³/мин

Имеется некоторая избыточность резерва:

n_рез= (Q_уст- Q_к)/ Q_m.д.=( 1300-260)/1043,8=0,99

В дальнейших расчётах используем компрессор ABAC D3/50 CM2

2.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:

1- 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.

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

3.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: P_a=0,101 МПа или 757мм.рт.ст.

Расчётная температура: t_a=24,5 ^оС

Энтальпия: i_a=55,3 кДж/кг

Скорость ветра: W_a=5 м/с

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

Влагосодержание воздуха: d_a= 10,8 г/кг

Относительная влажность (степень насыщения): φ=53%

Температура "мокрого" термометра t_MT = 18,8 °С

Температура насыщения"точка росы" t_тp = 13,7 °С

Максимальная температура воды на выходе из градирни t_wl= 25,4 °С

4.Аэродинамический расчет магистрального воздухопровода

4.1 Расчёт участка магистрального трубопровода За расчётный расход воздуха принимаем максимально длительную нагрузку КС:

Q_рас= Q_m.д.=1043,8 м³/мин

Определяем массовый расход воздуха в магистрали G_b:

G_b= (Q_рас*ρ₀)/60=(1043,8*1,293)/60=22,5 кг/с,

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

Определяем ориентировочную приведённую длину трубопровода

l'_пр=1,2*l_тр= 1,2*175=210 м

Принимаем в первом приближении величину удельного падения давления в трассе ΔР_уд=50 Па/м

Определяем падение давления в магистрали (в первом приближении):

ΔР'_м=ΔР_уд* l'_пр=10500 Па=0,01 МПа

Определяем средние параметры воздуха:

P'_ср=P_п+0,5* ΔР'_м=0,65+0,01=0,655 МПа

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

Средняя плотность воздуха в трубопроводе:

р'_ср= ρ₀*((Р'_ср*Т_о)/(Р_о*Т_ср))= 7,15 кг/м³

где Т_о = 273,15 К и Р_о = 0,1 МПа

Вычисляем действительный средний объёмный расход воздуха в магистрали:

Q'_cp = g_b/ ρ'_cp =22,5/7,15=3,14 м³/c

Выбираем экономически оптимальную скорость воздуха:

W_опт =13 м/с

Определяем расчётный внутренний диаметр трубопровода магистрали:

D_рас.вн. =((4*Q'_cp)/( Δt*W_опт))^0,5 = 0,600 м

По госту берём трубу: D_h = 630мм; δ= 7мм = 0,007м

С абсолютной шероховатостью Δ=0,8 мм

e= Δ/ D_{гост вн}=0,00129

где D_{гост вн} = D_h-2* δ = 616 мм = 0,616м

Вычисляем фактическую скорость движения воздуха в магистрали в первом приближении:

W'_b = (4*Q'_cp)/(π *( D_{гост вн} ²))=10,55 м/с

Определяем значение Рейнольдса характеризующее режим течения:

R_e' = (W'_b * D_{гост вн} *ρ'_cp)/μ_в=3010684,27

где μ_в = 0,00001935 Па*с коэф. динам. вязкости при t_cp=45°C

Оцениваем границы применимости расчётных формул:

10/е = 7650

500/е = 382500

Так как Re'>500/e, то расчётное значение коэффициента трения λ' составит:

λ'=0,11*е^0,25=0,0209

Определяем эквивалентные длины местных сопротивлений 1_эк:

1_{эк зад}=5,7 м

1_{эк тр1}=99,1 м

1_{эк тр2}=66,2 м

1_эктр3=49,6 м

1_{эк тр4}=33,1 м

1_эктр5=49,6 м

1_{эк тр6}=66,2 м

Для колена с R_п=2*D_bh с коэффиц. Местного сопротивления ξ_мс= 0,5 экв

Длинна составит:

1_{пов эк} =( ξ_мс * D_{гост вн}) λ'= 14,7м

По ГОСТу 1_{пов эк} = 16,5м

Уточняем приведённую длинну магистрали l''_пр во втором приближении:

l''_пр =1_тр+1_{эк зад}*n_зад+∑1_{тр эк} +1_{пов эк} *n_пов= 823,3 м

Расписываем потери давления в магистрали:

ΔР"_м= λ'*(1"_пр/ D_{гост вн})*((W'_b))*ρ'_ср= 16732,0 Па = 0,0167 МПа

Определяем уточнённое значение средней плотности воздуха:

ρ"_ср= ρ _о*((Р'_ср*Т_о)/(Р_о*Т_ср))= 7,619 кг/м

Расхождение в значениях плотности воздуха составляет:

δ=((ρ'_ср-ρ"_ср)/ρ'_ср)* 100=0 %

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

Определяем уточнённое значение среднего давления воздуха:

Р"_ср=Р_п+0,5ΔР"_м=0,688 МПа

Определяем давление воздуха в коллекторе КС:

Р"_кс=Р_п+ΔР"_м= 0,697 МПа

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

Диаметр нагнетательного трубопровода КУ оценивается по номинальной ' производительности компрессора: Q_k=355 м³/мин

Определяем массовый расход воздуха в магистрали G_b:

G_b=(Q_k* ρ_o)/60=7,65 кг/с

Определяем объёмный расход воздуха в нагнетательном трубопроводе

Средняя плотность воздуха принимается такая как в магистрали

ρ_ср = 7,61898 кг/м³

Q_н.тр = G_к/ρ_ср =1,00 м³/с

Определяем диаметр трубопровода:

D_рас.вн = ((4* Q_н.тр)/(π*W_опт))^0,5 = 0,314 м

где W_опт =13m/c принятая экономически оптимальная скорость воздуха в трубе.

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

Определяем реальную скорость потока воздуха:

W_b.h = (4*Q_h.tp)/ (π* D_{гост вн.н}²) = 12,110м/с

Определяем число Рейнольдса:

Re = (W_b* D_{гост вн.}*ρ_ср)/μ_в = 1549679

Определяем абсолютную и относительную шероховатость трубы Δ= 1мм

е=Δ/ D_{гост вн.}= 3,07

Определяем границы режимов:

500/е= 162,5 < Re,

Определяем коэффициент трения:

λ=0,11*е^0,25 =0,145,

На участке от РТО до коллектора принимаются эквивалентные длины местных сопротивлений.

Обратный клапан:

1_ок.экв = 29,2 м

Задвижка:

1_{зад.экв}=4,17 м

Определяется ориентировочно-приведённая длина:

1_пр.= 1_тр+1_ок.экв+1_{зад.экв} = 53,37 м,

где 1_тр=20 м. длина прямых участков.

Определяем потери давления в трубопроводе от сил трения:

ΔР_н = λ(l_пр/ D_{гост вн.})*( W_в.н.)*ρ_cp = 13366 Па = 0,0133 МПа,

Определяем потери давления в рессивере и поворотах трубопровода обвязки:

Принимаем коэффициенты сопротивлений:

ξ = 1 выход из трубы в сосуд больших размеров

ξ= 0,5 вход в трубу без закругления кромок

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

Эквивалентная длинна этих сопротивлений составит:

1_экв=(∑ξ_м.с* D_{гост вн.})λ=7,8 м

Потери давления от местных сопротивлений составят:

ΔР_м.с=λ*(1_экв/ D_{гост вн.})*( W_в.н)*ρ_ср= 1955 Па

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

ΔРн.тр =ΔРн+ΔРм.с =15321 Па = 0,01532 МПа

4.3 Оценка потери давления в системе осушки воздуха Так как отсутствует монтажная схема системы осушки, то потери давления в аппаратах и влагоотделителях оцениваются на основе эксплуатационного опыта и предыдущих расчётов.

Принимаем следующие потери давления:

ΔР_то=13 кПа- в теплообменниках

ΔР_во=4 кПа= 0,004 МПа - во влагоотделителях и соединительных трубопроводах.

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

Р_З =Р_кс+ΔР_н.тр+ΔР_то=0,73 МПа

Р₂ =Р_З+ΔР_во+ΔР_то=0,742 МПа

Р₁ =Р₂+ΔР_во+ΔР_то=0,759 МПа

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

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

5.Тепловой расчет компрессорной и воздухоосушительной установок

Принимаем дополнительные данные к расчёту

Р_вс = 800 Па = 0,0008 МПа - Потери давления на линии всасывании

5—5"=8" — 0,97 - коэффициенты, учитывающие потери давления в промежуточных и концевых охладителях воздуха

ΔТ_хол = 10 К -недоохлаждение воздуха до температуры воды в промежуточных охладителях

η_ад= 0,8 -адиабатный (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 = 0,0982 МПа

Р_ку =Р₁ = 0,759 МПа

Степени повышения давления в секциях турбокомпрессора:

ε'= ε"=ε'''=(1/δ)*(Р_ку/Р'_вк)^0,33 = 2,025

Давление воздуха между ступенями сжатия:

Р'нк = Р'_вк*ε' = 0,1988 МПа

Р"вк = Р'_нк*δ' = 0,1928 МПа

Р"нк = Р"_вк*ε' = 0,390 МПа

Р'"вк = Р"_нк*δ' = 0,3787 МПа

Р'"нк = Р"'_вк*ε' = 0,7667 МПа

Значение температур воздуха на входе в секции сжатия:

Т'_вк =Т_а= 298,8 К=25,8°С

Т''_вк = Г'''_вк =Т_w1+Δt_хол = 308,4 К= 35,4 °С

Удельные работы сжатия по секциям:

а)в первой секции

l'_к = k/k-1*R*T'_вх*[( ε')^к/к-1-1]*1/η_ад = 83,8 кДж/кг

б)во второй и третьей секциях

l''_к=l'''_к = k/k-1 *R*T"_bx* [(8^и)^к/к-1 -1 ]*1/η_ад = 86,5 кДж/кг

Здесь к = 1,4 показатель адиабаты для воздуха

R = 0,287 кДж/кг*К газовая постоянная для воздуха

Значение температур воздуха на выходе из секций сжатия:

Т_нк = Т'_вк+(l_к/С_рв )= 381 К= 108 °С

Т"_нк = Т'''_нк = Т"_вк+(l_к/С_рв) = 393 К = 120°С

здесь С_рв =1,02 кДж/кг*К средняя изобарная теплоёмкость воздуха

Рис.2 Диаграмма изменения температур теплоносителей в промежуточном охладителе воздуха

Рис.3 Диаграмма изменения температур теплоносителей в концевом

Массовая производительность компрессора в рассчитываемых условиях:

G_k = (Q_bk*ρ_bk)/60 = 6,868 кг/с,

где р_вк = p_o*((Р'_вк*Т_o)/(Р_o*Т_а)) = 1,161 кг/м³ - плотность воздуха на всасывании

Электрическая мощность, потребляемая приводом компрессора

N_k = (G_k*1∑k)/η_эм=1817 кВт,

где 1∑k= l'_к+1"_к+l'"_к = 256,7 кДж/кг - суммарная удельная работа сжатия компрессора