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
Q'0, кВт, определяется из уравнения теплового баланса:

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-
рячем конце теплообменника) при охлаждении его водой (см. рис. 7);

- 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-:
кость - газ»;

- 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-
пускаемых холодильных машинах и по требуемым рабочим параметрам холода подбирается наиболее подходящее для системы осушки воздуха холодильное устройство:

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,
чем на 15 ÷ 20 %.

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.