Определим диаметр всасывающего трубопровода.

V_вс= 1480 м³/мин расход воздуха при нормальных атмосферных условиях во всасывающем трубопроводе для компрессора (К – 1500 – 62 – 2),

Рассчитаем диаметр всасывающего трубопровода:

___________________ ____________________

d_вс=√((4·V_вс)/(π·W_вс·60)) =√((4·1480)/(3,14·12·60)) = 1,618 м

Определим диаметр нагнетающего трубопровода.

Составим схему нагнетательного трубопровода

Длина нагнетательного трубопровода L = 420 м

Задвижек 12

Р_{н ср}=(Pп+Pн)/2=(0,42+0,731)/2=0,576 мПа – абсолютное давление (среднее) в нагнетательном трубопроводе

Т_н= 300 К – температура в нагнетания

ρ_н= Р_{н ср} /(R·T) = (0,576·10⁶)/(287·300) = 6,690 кг/м³– плотность воздуха в нагнетательном трубопроводе (получена из уравнение состояния)

Из закона сохранения массы мы знаем что масса воздуха проходящего по трубопроводу в единицу времени независимо от его сжатия является постоянной

V_н ·ρ_н = V_вс·ρ_вс

ρ_вс= 1,29 кг/м³ –плотность воздуха при нормальных условиях (условия всасывания)

V_н= (V_вс·ρ_вс)/ρ_н= (1480·1,29)/6,690 = 285,381 м/мин – расход сжатого воздуха в нагнетательном трубопроводе

W_н= 18 м/с скорость в нагнетательном трубопроводе, выбрана в соответствии с рекомендациями оптимизации

Рассчитаем диаметр нагнетательного трубопровода

_________________ _____________________

d_н=√((4·V_н)/( π ·W_н·60)) =√((4·285,381)/(3,14·18·60)) = 0,580 м

В соответствии с ГОСТом, внутренний диаметр нагнетательного трубопровода d_н= 612 мм

Гидравлический расчет нагнетательного трубопровода.

Определим гидравлические потери

ΔР =ΔР_тр+ΔР_м+ΔР_{каупера}d_н= 612 мм

ν= 15,72·10^-6м²/с (кинематическая вязкость воздуха определена с помощью таблицы по значению температуры нагнетания)

Число Рейнольдца R_е= (W_н·d_н)/ν = (18·0,612)/(15,72·10^-6) = 7,008·10⁵

т. к. R_е>10⁵, то режим течения турбулентный иλ_тр определяется формуле Никурадзе:

λ_тр= 0,032 + (0,221/ R_е ^0,237) = 0,041

Заменим Lтрубопровода на L_эквпо таблице 4.3 [1] определим L_эквдля 8 поворотов и 12 задвижек

(условимся, что повороты выполнены из колен круто загнутых и гладких причем R=1,5dн)

L_эквповоротов = 21,452·8 = 171,616 м

L_эквзадвижек = 8,72·12 = 104,64 м

L_экв= L_эквповоротов + L_эквзадвижек = 171,616 + 104,64 = 276,256 м

ΔР =λ_тр·((L+L_экв)/ d_н) ·(W_н²/2) ·ρ_н+ ΔР_{каупера}

ΔР = 0,041·((420+276,256)/0,612) ·(18²/2) ·6,690+0,019·10⁶=0,070 мПа – гидравлическая потеря давления

Давление нагнетания компрессора: Р_н = 0,731

Давление у потребителя с учетом гидравлических потерь: Р_пд = Р_н–ΔР = 0,731 -0,070 = 0,661 мПа

Давление необходимое потребителю в данном варианте Р_п= 0,42 мПа

Т. е. ΔР = Р_пд– Р_п= 0,661 – 0,42 = 0,241 мПа избыточное давление, которое необходимо устранить

Устраним ΔР с помощью диафрагмы установленной перед потребителем

Найдем коэффициент местного сопротивления диафрагмы ξ_д

ξ_д= (2·ΔР)/(W_н ²·ρ_н) = (2·0,241·10⁶)/(18²·6,690) = 222,370

Найдем внутренний диаметр диафрагмы на котором срабатывается избыток давления ΔР

d_диаф= 0.33*d_н= 0,37·0,612 = 0,229 м

6. Рассчитаем энергетические характеристики компрессора работающего на ДП 2

На графике изобразим процесс протекающий в ступенях компрессора К – 1500 – 62 – 2

Линия – черная – реальный процесс

– красная – идеальный адиабатический процесс

– фиолетовая – идеальный изотермический процесс

Р_{1 нач}= 0,091 мПа

Р_{7 конеч}= 0,731 мПа

Определим степень сжатия ε =³√(Р₇/Р₁)

ε=³√(0,731/0,091)=2,003

Р₃ = Р_{1 нач}·ε = 0,091·2,003 = 0,182 мПа

Р₅= Р₃·ε =0,182·2,003 = 0,365 мПа

Р₇/Р₁=Р₅/Р₃=Р₃/Р₁= const; к = 1,4