РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОСУШКИ СЖАТОГО ВОЗДУХА.
Целью данного расчета является: а) определение параметров воздуха (T,P,d) во всех характерных точках схемы; б) выбор необходимого оборудования для обеспечения заданных значений этих параметров; в) оценка расходов энергоресурсов в системе осушки воздуха охлаждением приведена на рис.7. При выполнении данного расчета необходимо: а) вычислить значение температуры охлаждения воздуха , необходимое для достижения заданного влагосодержания ,г/кг; б) оценить в остальных обозначенных точках схемы значения температур воздуха и его влагосодержания; в) рассчитать тепловые нагрузки , кВт, всех теплообменников схемы и ориентировочно оценить их поверхности теплообмена ,
г) определить требуемую холодопроизводительность источника холода ,кВт, назначить рабочие температуры кипения и конденсации хладо- агента; д) произвести выбор холодильной машины и определить ее рабочую холодопроизводительность с учетом реальных условий работы. е) выполнить термодинамическийрасчет холодильной машины (ХМ), и определить ее основные показатели работы. Расчет производится в следующей послдовательности. 1. Температура воздуха в точке 3 (см.рис.7), обеспечивающая заданное влагосодержание,определяется по давлению насыщения водяных паров ( ) с помощью термодинамических таблиц (см. табл. 8 приложения). Значение давления ,Па,вычисляется по заданному влагосодержанию ,г/кг,из известного соотношения: ,откуда , где -искомое парциальное давление водяных паров в воздухе, когда при заданном значении влагосодержания наступает насыщение,Па -давление влажного воздуха в охладителе-осушителе воздуха,Па. 2.Вычисляется общее количество влаги,выпадающей во сех аппаратах системы осушки воздуха.При этом за каждым ТО,в которых происходит охлаждение воздуха,вычисляется насыщающее влагосодержание .Если оно больше влагосодержания исходного воздуха (на входе в ТО) dвх, то выпадения влаги не происходит. Если dвх> dито влага выпадает и количестве dвып,г/кг: З.Для определения значений температур в точках 1 и 2 составляется уравнение теплового баланса для регенеративного теплообменника РТО (см. рис. 7). В балансовом уравнении теплота конденсации водяных паров, содержащихся в воздухе, не учитывается. Если нет отбора части воздуха на адсорб-ционную досушку, то уравнение теплового баланса для РТО записывается: Принимается оптимальный средний температурный напор между теплоносителями в теплообменнике ∆ТСР. Для теплообменника типа «воздух- воздух» этот напор обычно составляет ∆ТСР = 18÷22 К. Так как теплоемкости и массовые расходы сухого и влажного воздуха практически одинаковы, то температуры в точках 1 и2 (см. рис. 7) определяются соотношениями, К: 4. Тепловая нагрузка ВОК и осушителя воздуха ООВ (см. рис. 7) (Qвок и 5. С учетом теплопритоков через изоляцию хладопроводов qиз =12÷15 %от Q'0) определяется требуемая холодопроизводительность источника холода Q0, кВт: 6. Выбираются хладоагент и схема холодоснабжения, если они не заданы. С учетом температурных напоров в теплообменных аппаратах оцениваются рабочие температуры кипения t0 °С, и конденсации tк, °С, хладоагента в ос-новных аппаратах ХМ: в схеме с промежуточным хладоносителем (ХН) где ∆tк = 4÷6 °С - минимальный температурный напор в конденсаторе (на го- - то же, при охлаждении воздухом; - температура хладоносителя на выходе из испарителя, °С; - минимальный (на холодном конце) температурный на-пор в охладителе-осушителе воздуха ООВ, как в теплообменнике типа «жид-: - минимальный температурный напор в испарителе холодильной машины; при использовании схемы с непосредственным испарением хладоагеита (ХА) в охладителе-осушителе: где ∆tоов = 4÷6 °С – минимальный температурный напор в охладителе-осушителе воздуха испарительного типа. 7. По справочным данным (см. табл. 13÷21 приложения) о серийно вы- в схеме с промежуточным хладоносителем - агрегатированная холодильная машина; в схеме с непосредственным испарением ХА - компрессорно-конденса-торный агрегат. 8. Производится пересчет паспортной холодопроизводительности холо-дильной машины Qст0 (по данным справочника) на условия ее работы в системе осушки воздуха Q0. Делается вывод о ее пригодности. При этом холодопроиз-водительность выбранной машины не должна превышать требуемую больше, Для пересчета используется формула связи холодопроизводительности машины с условиями ее работы: где ν0, νст0 - удельные объемы паров ХА (на линии насыщения) в рабочих и стандартных (паспортных) условиях, определяемые по термодинамическим таблицам [2] при t0 и tст0 соответственно, м3/кг; q0, qст0 -удельные массовые холодопроизводительности ХА при рабочих и стандартных условиях, т.е. тоже при t0 и tст0, кДж/кг;λ, λст - коэффициенты подачи компрессора в рабочих и стандартных условиях работы. В данных расчетах можно считать λ=λст; Q0, Qст0 - холодопроизводительности машины в рассчитываемых и стандартных условиях работы, кВт. Значение стандартной (паспортной) холодопроиз-водительиости указывается в справочнике совместно с условиями определения этого значения: tст0 (или tстs2) и tстк( или tстw1), где tстs2 - температура хладоноси-теля на выходе из испарителя ХМ; tстw1 - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор. 9. Методика термодинамического расчета источника холода приведена применительно к одноступенчатой холодильной машине, работающей на хла- доне (фреоне). В соответствии со схемой холодильной машины (рис. 8) по термодинамическим таблицам рабочего тела определяются его параметры во всех характерных точках цикла. Параметры ХА записываются в виде таблицы. Рис. 8. Схема и Т,s - диаграмма рабочего цикла холодильной машины с регене- ративным охлаждением конденсата хладоагента: 1а - компрессор; 2а - конден- сатор; 3а - регенеративный охладитель ХА; 4а-дроссель; 5а- испаритель . Принимается величина подогрева паров ХА на линии всасывания ком- прессора: ∆tBC=15 ÷ 20 для R22 и : ∆tBC=25 ÷ 35 °С для R12 или R134а. Параметры ХА в точке 4 (рис. 8) определяются из уравнения теплового баланса для регенеративного теплообменника холодильной машины: 10. Производится расчет никла холодильной машины. Относительный изоэнтропный (адиабатный) КПД компрессора при этом можно принимать: ηад = 0,8. Определяются: удельная тепловая нагрузка испарителя q0, кДж/кг:
энтальпия паров ХА на выходе из компрессора i2, кДж/кг:
удельная внутренняя работа компрессора li. кДж/кг: массовый расход ХА, циркулирующего в холодильной машине Gxa, кг/с тепловая нагрузка конденсатора Qкон, кВт: расход охлаждающей воды в конденсаторе Gw, кг/с: электрическая мощность, потребляемая компрессором ХМ, NЭXM, кВт: где ηэм=0,9÷0,93 - электромеханический КПД привода; холодильный коэффициент ХМ энергетический КПД холодильной машины по хладоагенту где τq = 1-Tw1/T0 - коэффициент работоспособности теплового потока при температуре кипения хладоагента; Tw1 - температура воды на входе в конденденсатор, К; T0 - температура кипения ХА в испарителе, К. 11. Выбирается хладоноситель [2] (см. табл. 27, 28 приложения) и рас-считывается его расход в системе циркуляции (в схеме с промежуточным хла-доносителем) G5, кг/с.
Где с5 - теплоемкость хладоносителя, которая оценивается по указанным таб- лицам, с учетом значений выбранной концентрации раствора (при t5= t3) и ее Рабочей температуры tрабs= tсрs , кДж/(кг-К). Температура замерзания XН tз принимается на 5÷7 К ниже температуры кипения ХА в испарителе t0, а
- подогрев хладоносителя в охладителе-осушителе воздуха. ^ ■ 8. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОБОРОТНОГО ВОДОСНАБЖЕНИЯ КС Цель расчета: определение расхода воды на охлаждение оборудования КС; выбор водоохлаждающих устройств оборотной системы; определение наибольшего значения температуры воды после водоохла- дителя; выбор количества, типа и типоразмера циркуляционных насосов; оценка потребляемой электрической мощности этими насосами. 8.1. Расчет тепловых нагрузок и расхода воды Расчет локальной системы оборотного водоснабжения для КС начинается с определения тепловых нагрузок всех водоохлаждаемых аппаратов, если они еще не вычислялись. В каждой КУ к таким аппаратам относятся: ПО; ВОК; конденсатор ХМ системы осушки воздуха; маслоохладители систем смазки, автоматизации и защиты. Тепловая мощность промохладителя поршневой КУ QПО, кВт, определяется соотношением где срв - средняя изобарная теплоемкость воздуха [2] (см. табл. 9 приложения), кДж/(кгК), Gк - массовая производительность воздушного компрессора, кг/с. Аналогичны формулы для определения тепловой нагрузки ПО в ТКУ:
Тепловые нагрузки концевых охладителей ПКУ и ТКУ определяются со-, ответственно, кВт: |
Расходы ноды Gк , кг/с, в теплообменниках зависят от величины подогрева ∆tк, °С, (равна принятой ширине зоны охлаждения в градирне) и тепловой мощности теплообменного аппарата QТО, кВт
Суммарное потребление поды компрессорной установкой с учетом расхода на маслоохладители (5÷10 % от общего водопотребления) Gкуw, кг/с, cоставит:
где под Gпоw подразумевается расход воды на все промохладители воздуха в компрессорной установке. Общий расход циркулирующей воды в локальной оборотной системе КС составит Gкуw, кг/с: где nраб - число рабочих КУ на станции, nраб - количество рабочих ХМ в системе осушки воздуха. Вычисляется суммарная тепловая нагрузка на водоохлаждающие устройства оборотной системы Qоб, кВт: где теплоемкость воды сw = 4,19 кДж/(кгК). 8.2, Выбор градирни и расчет температуры воды По общему расходу воды Gксw, кг/с (л/с), и ее качеству выбирается тип градирни и ее оросителя. По оптимальной плотности орошения выбранного оросителя gопор оценивается требуемое (расчетное) поперечное сечение градирни Fрасор, м2, (см. табл. 2 и 3 приложения): В зависимости от значения Fрасор выбирается типоразмер градирни и число ее секций (или число градирен). Размеры градирни выбираются таким образом, чтобы действительная плотность орошения не выходила за пределы оптимальных значений. По размерам и числу секций подсчитывается действительная площадь поперечного сечения оросительного устройства Fор, м2. Для локальных систем оборотного водоснабжения наиболее удобны в использовании секционные вентиляторные градирни «Союзводоканалпроекта» [ 1] (см. табл. 2 приложения). Вычисляется действительная плотность орошения gоп, м3 /(м2с): где - объемный расход воды и оборотной системе водоснаб- жения КС, м3 1ч. С помощью номограмм [1] оценивается действительное значение температуры воды на выходе из градирни tw1, °С. Если полученная величина существенно отличается от значения температуры tw1, принятого ранее (см. раздел 3), то проводится повторный тепловой расчет схемы с вновь выбранным значением плотности орошения в градирне. 8.3. Выбор циркуляционных насосов оборотной системы водоснабжения В соответствии с нормами проектирования число рабочих насосов nрабw, установленных на насосной станции, должно быть не менее двух. В зависимости от величины расхода воды в оборотной системе КС Vксw выбирается тип насосов (типы К или Д, см. табл. 25 и 26 приложения). Выбор типоразмера производится по двум параметрам: расчетной производительности насоса Vнw, м /с, и требуемому напору Hн, м. При установке однотипных агрегатов расчетная производительность одного насоса оценивается отношением: Требуемый напор насоса определяется из гидравлического расчета оборотной системы. Он складывается из составляющих:
где Но - высота подъема воды от уровни всасывания до уровня размещения водораспределителей в градирне, м; hф - перепад напора на форсунках оросительного устройства, м; hr -потери напора в трубопроводах (гидравлические потери), м.
Точный гидравлический расчет возможен только после выполнения монтажного чертежа системы водоснабжения. На данном этапе разработки возможен только оценочный расчет. Как правило, требуемый напор не превышает м. ©2015 arhivinfo.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.
|