- •2.Составление принципиальной схемы компрессорной установки и системы осушки, краткое описание технологии производства сжатого воздуха
- •3.Выбор типа и типоразмера водоохлаждающего устройства и определение параметров охлаждающей воды
- •4.Аэродинамический расчет магистрального воздухопровода
- •6.Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы. Выбор основного теплообменного оборудования кс и поверочный расчет одного теплообменного аппарата
- •7.Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки
- •8. Гидравлический расчет и выбор насосов циркуляционных систем водо- и холодоснабжения кс
- •9.1 Адсорбционная доосушка воздуха
6.Расчет влагосодержания воздуха во всех характерных точках схемы. Выбор основного теплообменного оборудования кс и поверочный расчет одного теплообменного аппарата
Вычисляем температуру воздуха в (точке 3) t3:
dп = 0,4 г/кг,
так как dn - dH то парциальное давление водяных паров в осушенном воздухе составит:
РнЗ = (dH3*P3)/(622+dH3) = 450 Па
В соответствии с термодинамическими свойствами воды и водяного пара это точка росы tH = -3,8 °С.
Принимаем tн = 13 = -4°С
Значение температур воздуха tl и t2 (в точках 1 и 2) определяются из мнения теплового баланса для РТО. При отсутствии отбора воздуха на осушку это уравнение имеет вид
tKC-t3 =11 -12.
Принимаем средний температурный напор в РТО: Δtcp =20 °С
Рис.4 Диаграмма изменения температур теплоносителей в регенеративном теплообменнике
Можно считать, что t2-t3 = tl -tKC=Δtcp = 20°С
Тогда учитывая, что tKC-tn = 45°С:
tl = tкс+Δtср = 65°С
t2 = t3+Δtcp = 16°С
Заметим что tl=tKC - температура воздуха за ВОК.
Тепловая мощность регенеративного теплообменника составляет:
Qрто = Gk*Срв*(Т1-Т2) = 343,2 кВт
Требуемая поверхность теплообмена Fрто оценивается примерно:
Fрто = Qрто/(k*Δtcp) = 686,5 м2,
где к = 25 Вт/(м2*К)
Вычисляем количество влаги, отделяемое в теплообменниках осушки Gwot, кг/с. В концевом воздухоохладителе - это разность между начальным влагосодержанием воздуха
da = 10,8 г/кг и насыщающим влагосодержанием воздуха в точке 1 dнl. Если она меньше при tнl= 65°С.
dнl = 622*(Рн1/(Р1-Рн1)) = 17,42 г/кг
Так как dнl>da, то выпадение влаги после ВОК не происходит Влагосодержание воздуха в точке 2 (после РТО) определяется насыщающим влагосодержанием dн2 при температуре воздуха tн2=160C.
dH2 = 622*(Рн2/(Р2-Рн2)) = 2,77 г/кг
Количество выпадаемой в виде росы влаги в точке 2 составляет:
Gрто w от = GK*(da-dн2) = 55,14 г/с
Количество отделяемой влаги в охладителе осушителе составит:
Goob w от = GK*(dн2-dн3) = 16,3 г/с
Суммарное количество атмосферной влаги , отделяемой в воздухоохладителях компрессорной уст. Составит:
Gку w от = Gрто w ot+Goob w от=71,42 г/с,
Vку w от = Gку w от* (3600/1000) = 257,1 м3/ч.
7.Выбор и термодинамический расчет холодильной машины блока осушки
Тепловая нагрузка охладителя-осушителя (ООВ) хладопотребление:
Q'o = Gк*Cрв*(t2-t3) = 140,1 кВт
Требуемая хладопроизводительность источника холода Qo с учётом теплопритока в систему хладоснабжения через изоляцию Оиз = 12% от Qo составит:
Qo = l,12*Q'o = 156,9 кВт
Оцениваются температуры конденсации tк и испарения to ХА в холодильном цикле. Для этого принимаем минимальные температурные напоры в аппаратах системы осушки воздуха:
Δtк = 5°С - в конденсаторе
Δtooв = 7°С - температура ХН на выходе из испарителя
Δtи =3°С - температура кипения ХА в испарителе
В соответствии с диаграммами распределения температур в теплообменниках КС оцениваются:
tк = tw2+Δtк=38,2°С — температура конденсации ХА
ts2 = t3-Δtooв =-11°С — температура ХН на выходе из испарителя
to = ts2-Δtи = -14°С - температура кипения ХА в испарителе
Рис.5 Диаграмма изменения температур теплоносителей в конденсаторе ХМ
Рис.6 Диаграмма изменения температур теплоносителей в испарителе ХМ
Средний температурный напор в ООВ составит:
Δtooв ср = (Δtδ-Δtм)/(ln*(Δtδ/Δtм)) = 12,38 °С,
где Δtδ = t2-ts1 = 20°C - наибольший температурный напор на горячем конце теплообменника
Δtм = t3-ts2 = 7°С - наименьший температурный напор на холодном конце теплообменника.
Рис.7 Диаграмма изменения температур теплоносителей в охладителе - осушителе воздуха
Тогда требуемая поверхность теплообмена воздухоосушителя будет равна:
Foob = Q'o/k*AtooB ср = 282,8 м2,
где k = 10-60 Вт/ м2*К - ориентировочное значение коэффициента теплопередачи в теплообменниках типа «газ-жидкость».
Выбираем холодильную машину из серийно выпускаемых работающую на хладоне R22.
Это будет машина МКТ220-2-2 с водяным охлаждением конденсаторов Диапазон рабочих параметров:
to = -34+-9
twl = от 1 до 30 °С
Расчётные (стандартные) условия работы:
Qст о = 194 кВт
ts2 = -10°С
to= 15°С
Nэ = 81 кВт
Табл.1 термодинамические параметры R 22 для стандартных и рабочих
-
Условия работы
To,oC
Po,МПа
Рк,МПа
go,кДж/кг
S,кДж/кг*К
Стандартные
15
0,2965
1,3541
215,9
0,07734
Рабочие
5
0,422
1,3541
208,4
0,05515
Степень повышения давления в компрессоре в рабочих условиях ниже, чем в стандартных:
εк ст = Рк ст/Ро ст = 4,57
εк раб = Рк ст/Ро раб = 3,21
Следовательно, коэфф. подачи холодильного компрессора в рабочих условиях будет выше, чем в расчётных тоесть λ>λст
Для упрощения принимаем λ≈λст
Реальная хладопроизводительность МКТ220-2-2 в рабочих условиях составит:
Qo раб = ост*(go* ост*λ)/(go ct*Vo* λ ct)= 263 кВт,
Что меньше требуемой (без учёта роста коэффицента λ) на:
Δ'=(Qo paб-Qo)/Qo = 0,67%
Таким образом, МКТ220-2-2 удовлетворяет требованиям и может быть использован в системе.
7.1 Расчёт цикла холодильной машины
Таб.2 Термодинамические параметры ХА в цикле
-
№
точек
tо,oC
Po,МПа
I,кДж/кг
S,кДж/кг*К
1
10
0,422
713,4
1,795
2ад
68
1,3541
745,8
1,795
2
80
1,3541
753,9
-
3
35
1,3541
542,8
-
4
27
1,3541
532
-
5
-8
0,422
532
-
6
-8
0,422
702,6
-
Принята величина перегрева паров ХА на линии всасывания:
Δt = 288°С
Энтальпия в точке 4 i4 определяется из соотношения:
i4 = i3+i6-il = 532 кДж/кг
Энтальпия в точке 2 i2 находим из выражения для адиабатного КПД компрессора, где принято ηад = 0,8:
i2 = П+((i2ад-il)/ηад) = 753,9 кДж/кг
Удельная тепловая нагрузка испарителя:
qo = i6-i5 = 170,6 кДж/кг
Удельная внутренняя работа компрессора:
Lk = i2-il =40,5 кДж/кг
Массовый расход ХА, циркулирующего в контуре холодильной машины:
Gxa = Qo/qo = 0,92 кг/с
Тепловая нагрузка конденсатора ХМ:
Qk = Gxa*(i2-i3) = 194,2 кВт
Мощность, потребляемая компрессором:
Nxm к = Gxa*lк = 37,3 кВт
Проверка теплового баланса в цикле ХМ:
Q'k = Qo+Nxm к = 194,2 кВт
Погрешности баланса составляют при этом:
δ‒ = (Qk-Q'k)/Qk*100 = 0,00%
Электрическая мощность холодильной машины при принятом значении КПД ηэм = 0,92:
Nxm э = Nxm к/ηэм = 40,5 кВт
Холодильный коэффициент ХМ:
Ео = Qo/Nxm э = 3,88
Эксергетический КПД холодильной машины по хладагенту:
ηex = (Qo*(τq)н)/Nxm э = 0,439 = 43,96%
(τq)н=|l-Twl/To|=0,l 134 - коэфф. работоспособности теплового потока при t кипения хладагента.