5. Определение диаметра всасывающего трубопровода и гидравлический расчет нагнетательного трубопровода.

Характеристики компрессора 2ВМ4-24/9, обслуживающего цех с пневмопотребителями №1:

производительность – 24 м³/мин;

давление всасывания – 0,1 МПа;

давление нагнетания – 0,9 МПа;

температура нагнетания – 20 ⁰С.

Плотность всасываемого воздуха: _вс=1,189 кг/м³.

Расход всасываемого воздуха:

V_вс=26,039 м³/мин=0,434 м³/с.

_н=1,29 кг/м³ - плотность воздуха при нормальном давлении и температуре.

Принимаем W_вс=10 м/с. Определяем диаметр всасывающего трубопровода:

d_вс=м.

По таблице 3.1 [1] выбираем ближайшее большее значение стандартного внутреннего диаметра стальной трубы, равное d_{вс вн}=0,219 м =219мм.

Определяем значение фактической скорости всасывания:

м/с.

Скорость воздуха находится из следующих условий: гидравлические сопротивления трубопроводов желательно иметь наименьшими 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 амартизационные расходы. Оптимальная с экономической точки зрения скорость воздуха находится в пределах 1015 м/с. Для длинных трубопроводов (свыше 200 м ) допускается увеличение скорости до 20 м/с; для коротких трубопроводов (до 100 м) и шлангов рекомендуется скорост до 10 м/с. Принимаем W_сж=10 м/с.

Плотность сжатого воздуха _сж=кг/м³.

Расход сжатого воздуха: V_сж=м³/мин =0,051 м³/с.

Внутренний диаметр нагнетательного трубопровода:

d_сж=м =81 мм.

По таблице 3.1 [1] выбираем ближайшее большее значение стандартного внутреннего диаметра стальной трубы, равное d_{вс вн}=0,082 м =82мм.

Определим давление поступающего к потребителю воздуха.

По таблице 4.1 [1] определяем кинематический коэффициент вязкости воздуха при температуре t_сж=T_сж-273=313-273=40 ⁰С, который равен =16,9610^-6 м²/с.

Находим значение фактической скорости при d_{вс вн}=0,082 м =82мм:

м/с.

Число Рейнольдса для нагнетательного трубопровода равно:

Re=и посколькуRe меньше 10⁵, то коэффициент трения воздуха определим как:

_i=.

Отметим, что в данном случае при расчете компрессора, снабжающего сжатым воздухом цех с пневмопотребителями, на всех рассматриваемых участках внутренний диаметр 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 участкахрассматриваемой магистрали, в таком случае значение числа Рейнольдса, а также и коэффициента трения воздуха будет определяться отдельно для каждого участка.

По данным таблицs 3.2 [1] выбираем длину воздухопровода, эквивалентную местным сопротивлениям ( при условном диаметре 80 мм):

эквивалентная длина поворотов L_{экв п}=81,67=13,36 м;

эквивалентная длина задвижек L_{экв з}=61,67=10,02 м;

эквивалентная длина компенсатора L_{экв к}=112,9=12,9 м.

Потери в трубопроводе в общем виде можно записать как :

Р=Р_л+Р_м,

где Р_л – линейная потеря давления (фактическая потеря на трение по длине трубопровода), Па; Р_м – потеря давления в местных сопротивлениях (к которым относятся различные типы регулирующей или запорной арматуры, повороты, изгибы трубопровода), Па.

Потери давления в трубопроводе:

Р=Па=0,038 МПа.

Принимаем Р_изб=0,5 кПа=0,0005 МПа, Р_вс=4 кПа=0,004Мпа

Давление у потребителя:

Р_потр=Р_к-Р-Р_изб-Р_вс-Р_ос-Р_ко=0,9-0,038-0,0005-0,02-0,015=0,827 МПа.

Полученное давление удовлетворяет требованиям доменного цеха №1. ( Р_потр должно быть не ниже номинального Р_н=0,60,7 МПа).

6. Выполнение пересчета характеристик турбокомпрессора, обслуживающего доменный цех.