8664

Давление газа после охлаждения во втором промежуточном охлади-

теле (с таким давлением воздуха поступает в последнюю секцию) p5 = p4 – p2ПО = 0,424 – 0,02 = 0,404 МПа.

Определяется температура на входе из второй секции (перед пода-

чей воздуха в теплообменник для охлаждения):

Давление сжатого воздуха на выходе из третьей секции турбоком-

прессора равно p6 = p7 + pКО = 0,882 + 0,02 = 0,884 МПа, тогда степень сжатия в ступени определяется как ε3Д = p6/ p5 = 0,884/0,404 = 2,19.

Рассчитывается работа в третьей секции:

Определяется температура на выходе сжатого воздуха в нагнетатель-

ный трубопровод (перед охлаждением в концевом охладителе):

Действительная мощность компрессора составляет

N Д 10,203·286912 = 2927367 Вт.

N = N – NД = 3000 – 2927,4 = 72,6 кВт.

Определим расход воды на каждую секцию компрессора.

В первый промежуточный охладитель (рис. 8) воздух поступает с температурой T2 и охлаждается до температуры T3, расход воды составляет

40

Рис. 8. Расчетная схема 1ПО

Во второй промежуточный охладитель воздух поступает с температурой T4 и охлаждается до температуры T5, расход воды составляет

В концевой охладитель воздух поступает с температурой T6 и охлаждается до температуры T7, расход воды составляет

Следует отметить, что при расчете компрессоров, снабжающих сжатым воздухом доменные печи, концевой охладитель отсутствует, и расход охлаждающей воды определяется только промежуточными теплообменниками. Суммарный расход воды на компрессор GводΣ = Gвод1по + Gвод2по + + Gвод3по = 6,18 + 10,45 + 9,36 = 25,99 кг/с.

Расчет поршневого компрессора проводится аналогичным образом. Параметры сжатого воздуха в характерных точках:

точка 1: p1 = pвс = 0,0981 МПа; T1 = 293 К; e1 = –2 кДж/кг; точка 2: p2 = 0,2039 МПа; T2 = 376,13 К; e2 = 66 кДж/кг; точка 3: p3 = 0,1789 МПа; T3 = 313 К; e3 = 49 кДж/кг; точка 4: p4 = 0,4242 МПа; T4 = 419,71 К; e4 = 141 кДж/кг; точка 5: p5 = 0,4042 МПа; T5 = 313 К; e5 = 126 кДж/кг; точка 6: p6 = 0,8840 МПа; T6 = 408,65 К; e6 = 201 кДж/кг; точка 7: p7 = 0,8800 МПа; T7 = 311 К; e7 = 181 кДж/кг.

41

Энергетический КПД компрессора составляет

Теплофизические свойства сухого воздуха

42

3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МАГИСТРАЛИ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ

3.1. Гидравлический расчет трубопроводов компрессоров

Цель гидравлического расчета состоит в нахождении конструктивных характеристик: всасывающего, нагнетательного воздуховодов и трубопроводов внешней воздушной сети. Кроме этого, на основании гидравлического расчета определяется расчетное давление на компрессорной станции, необходимое для подачи воздуха в воздухопроводную систему, и обеспечение нормального давления у потребителей. Выбор диаметра всасывающего воздуховода должен обеспечивать потери давления в нем не более 30…50 мм водяного столба.

При этом скорость воздуха не должна превышать для центробежных и поршневых компрессоров двойного действия 10…12 м/с, а для поршневых компрессоров простого действия 5…6 м/с.

Диаметр всасывающего трубопровода dвс, м, определяется по формуле

где ρвозд – плотность воздуха при давлении всасывания всасывающего тру-

бопровода, м; λ – коэффициент трения воздуха.

Расчетные диаметры воздуховодов, работающих под давлением, и по-

тери напора в них определяют с учетом сжатия воздуха и соответствующего повышения его температуры. Изменение температуры воздуха за счет теп-

лообмена воздуховода с окружающей средой считается незначительным, и

43

при расчетах им пренебрегают.

Расход транспортируемого сжатого воздуха Vсж составляет

Если известен расход воздуха, искомый диаметр трубопровода составит

Скорость воздуха в нагнетательном трубопроводе не должна превы-

шать 10…15 м/с для центробежных и поршневых компрессоров двойного действия и 6 м/с – для поршневых компрессоров простого действия.

Масса воздуха, проходящего по трубопроводу в единицу времени,

независимо от его сжатия величина постоянная, т.е. Vн н Vсж сж , отку-

да получаем

где Vн – расход воздуха при нормальном давлении и температуре (нормаль-

ные условия: t = 20 °С, p = 101325 Па), м3/с; ρн – плотность воздуха при нормальном давлении и температуре, ρн = 1,29 кг/м3; ρсж – плотность сжато-

го воздуха, кг/м3.

Из уравнения состояния p/ρ = pсж/(RTсж) плотность сжатого воздуха

где pсж – абсолютное давление на расчетном участке, Па; Tсж – температура сжатого воздуха, К, Tсж = tсж + 273; R – газовая постоянная, Дж/(кг·К).

Температура сжатого воздуха в нагревательном трубопроводе может быть определена с достаточной точностью в предположении адиабатного процесса сжатия по формуле

44

где Tн – температура воздушной смеси перед конечной секцией компрессора,

К; p – давление воздушной смеси перед конечной секцией компрессора, Па.

н

Если же известна работа сжатия в секции (для действительного процес-

са сжатия воздуха), то температуру сжатия воздуха можно определить как

где L – работа сжатия в конечной секции компрессора, Дж/кг; cp – тепло-

емкость воздуха при данных параметрах, определяемая по таблице на с. 42,

Дж/(кг·К).

Расчетное давление воздуха на компрессорной станции pобщ, МПа,

при подаче его в воздухопроводную систему составляет

давления на трение и местные сопротивления в трубопроводе компрессор-

ной станции, МПа (ориентировочно принимаются равными 3…5 кПа); pтр – потери давления на трение и местные сопротивления по наиболее

где Li – длина соответствующего участка рассматриваемой ветви воздухо-

провода, м; Lэквi – дополнительная длина участка сети, эквивалентная ме-

45

стным сопротивлениям на нем (приведены в табл. 3.1), м; λi – коэффициент трения воздуха.

Потери давления в рассматриваемой ветви составят

Число Рейнольдса, характеризующее отношение сил инерции к си-

лам вязкости, определяется как

где v – кинематическая вязкость (определяемая по таблице на с. 42), м2/с.

При значении числа Рейнольдса Re > 105 (турбулентное течение воз-

духа) коэффициент λ выражается формулой

где k – шероховатость стенок стальных труб (принимаем равной 0,0001 м); v – кинематическая вязкость воздуха (табл. 3.1), м2/с; Vсжi – расход воздуха на соответствующем участке, м3/с.

3.2. Пример гидравлического расчета трубопроводов

Схема воздухоснабжения воздухораспределительной установки представлена на рис. 9 (на рисунке не показано полное количество поворо-

тов и задвижек). На данной схеме потребителем воздуха является ВРУ, а

поставщиком – компрессорная станция (К-500-61-1). Характеристики ком-

прессора К-500-61-1, обслуживающего ВРУ № 2:

46

производительность – 525 м3/мин;

давление всасывания – 0,0981 МПа;

давление нагнетания – 0,882 МПа;

температура нагнетания – 20 °C.

Расчет ведем по формулам (3.1)…(3.14).

Плотность всасываемого воздуха ρвс = pвс/(RTвс) = 0,0981·106/(287,14· ·293) = 1,167 кг/м3.

Расход всасываемого воздуха

Vвс Vн н = 525 1,29 = 581 = 9,68 м3/с.

вс 1,167

Принимаем Wвс = 10 м/с. Определяем диаметр всасывающего трубо-

провода

по табл. 3.1 выбираем ближайшее большее значение стандартного внутрен-

него диаметра стальной трубы, равное dвс = dвн = 1,192 м.

Рис. 9. К гидравлическому расчету трубопроводов

Следует отметить, что при больших расходах воздуха через компрес-

сор ставят несколько всасывающих трубопроводов (так называемые шта-

ны), в которых происходит разделение потока воздуха на части, и затем

47

воздух подается уже не через одну трубу, а через несколько (две и три) труб стандартного диаметра. Произведем расчет нагнетательного трубопровода.

Скорость воздуха находится из следующих условий: желательно иметь наименьшие гидравлические сопротивления трубопроводов 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 амортизационные расходы. Оптимальная с экономической точки зре-

ния скорость воздуха находится в пределах 10…15 м/с. Для длинных трубо-

проводов (свыше 200 м) допускается увеличение скорости до 20 м/с; для ко-

ротких трубопроводов (до 100 м) и шлангов рекомендуется скорость до 10 м/с. Принимаем Wсж = 15 м/с.

Плотность сжатого воздуха ρсж = 0,882·106/(287,14·293) = 9,814 кг/м3.

Расход сжатого воздуха составляет

Vсж = Vн н 525 1,29 = 69 = 1,15 м3/с.сж 9,814

Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода

по табл. 3.1 выбираем ближайшее большее значение стандартного внутрен-

него диаметра стальной трубы: dвс = dвн = 0,359 м.

Определим давление поступающего к потребителю воздуха.

По табл. 3.1 определяем кинематический коэффициент вязкости воз-

духа при температуре tсж = 313 – 273 = 40 °C (см. с. 39) v = 16,96·10–6 м/с.

Число Рейнольдса для нагнетательного трубопровода составляет

Re 3,14 0,359 = 317512,

16,96 10 6

поскольку Re превышает 105, то коэффициент трения воздуха определим как

48

Отметим, что в данном случае при расчете компрессора, снабжающе-

го сжатым воздухом воздухораспределительную установку, на всех рас-

сматриваемых участках внутренний диаметр нагнетательного 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 участ-

ках рассматриваемой магистрали, в таком случае значение числа Рейнольд-

са, а также коэффициент трения воздуха будет определяться отдельно для каждого участка.

По данным табл. 3.2 выбираем длину воздухопровода, эквивалентную местным сопротивлениям (при условном диаметре 350 мм):

–колено сварное под углом 90° двухшовное R = D; Lк1 = 14,6 м;

–колено круто загнутое, гладкое R = 1,5D; Lк2 = 10,5 м;

–колено сварное под углом 90° трехшовное R = 1,5D; Lк3 = 12,6 м;

–задвижка – L = 6,3 м.

Потери в трубопроводе в общем виде можно записать как

p = pл + pм,

где pл – линейные потери давления (фактически потери на трение по дли-

не трубопровода), Па; pм – потери давления в местных сопротивлениях (к

которым относятся различные типы регулирующей или запорной армату-

49