ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Филиал государственного образовательного учреждения
высшего профессионального образования
«Московский энергетический институт
(технический университет)»
Кафедра Промышленной теплоэнергетики
ВЫПУСКНАЯ РАБОТА
по направлению подготовки бакалавров технических наук:
Тема Анализ работы компрессорных установок
г.Смоленске
Оглавление
Введение
1. Влияние качестваохлаждения на эффективность КУ
1.1 Экономия потребляемоймощности при идеальном и реальном охлаждении
1.2 Технико-экономическийкритерий эффективности охлаждения
2. Анализ системохлаждения различных типов
2.1 Открытыеводооборотные системы охлаждения
2.2 Системы непосредственноговоздушного охлаждения
2.3 Системы воздушногоохлаждения с промежуточным теплоносителем в закрытом контуре
3. Конструкция элементовсистем охлаждения
3.1 Теплообменникикомпрессорных установок
3.2 Газоохладителинизкого и среднего давления
3.3 Газоохладителивысокого давления
4. Расчёт системыохлаждения КУ
4.1 Техническиехарактеристики компрессора К-250-61-5
4.2 Расчёттехнологической схемы компрессора
4.3 Расчёт ступениохлаждения компрессора
5. Влияние температурыокружающей среды на параметры системы охлаждения компрессора
6. Технико-экономическийанализ целесообразности утилизации теплоты сжатия
Заключение
Список литературы
АННОТАЦИЯ
Выпускная работабакалавра на тему: «Анализ работы компрессорных установок». Автор: студенткагруппы ЭО1-06 филиала ГОУВПО «МЭИ (ТУ)» в г. Смоленске Куковенкова ЕкатеринаСергеевна.
В выпускнойработе рассмотрены вопросы влияния качества охлаждения на эффективностькомпрессорной установки, экономии потребляемой мощности при идеальном иреальном охлаждении. Проведён анализ систем охлаждения различных типов;рассмотрены конструкции элементов систем охлаждения — теплообменниковкомпрессорных установок и газоохладителей различных типов.
Проведенырасчёты системы охлаждения компрессорной установки, по результатам которых былипостроены графики, показывающие зависимость параметров компрессорной установкипри изменении температуры окружающей среды.
Annotation
Bachelor’sfinal paper work on the theme: “Analysis of compressor unit’s work”.Author:student of the EO1-06 group of SEIHPE The Smolensk branch of Moscow PowerEngineering institute (Technical university) Ekaterina Sergeevna Kukovenkova. Inthe final paper reviewed issues of influence of cooling quality on compressorunit’s efficiency, saving power consumption with the ideal and real cooling.The analysis of cooling system of various types took place; reviewed element’sconstructions of cooling systems — heat exchangers of compressor units and heatexchangers for gas coolers of various types.
Were madecalculations of the compressor unit’s cooling systems, on which results weregraphs, showing the dependence of compressor unit’s parameters, on the thermalchange.
ВВЕДЕНИЕ
Работоспособность, надёжность и экономичность большинствакомпрессорных установок существенно связаны с отводом теплоты от сжимаемогогаза, с охлаждением цилиндра, редукторов, муфт, подшипников иэлектродвигателей. Комплекс устройств, позволяющих отводить теплоту отохлаждаемых элементов и передавать её окружающей среде, принято называть системойохлаждения. Совершенство системы охлаждения во многом определяет техническийуровень компрессорной установки в целом.
Представление об устройстве и функционировании системы охлажденияохватывает широкий круг вопросов. К ним относят: термодинамическая схемакомпрессора; тип системы охлаждения и вид хладагента; конструкция газо- имаслоохладителей (включая и тип теплопередающей поверхности); компоновкааппаратов; устойчивость эксплуатационных характеристик; надёжность; обеспечениеработоспособности в экстремальных условиях (например, при высоких и низкихтемпературах окружающей среды); возможность и целесообразность утилизациитеплоты сжатия; методы тепловых и гидравлических расчётов;технико-экономический анализ и оптимизация систем охлаждения.
В большинстве случаев сжатие газа в компрессоре сопровождаетсяпроцессом охлаждения. При снижении температуры газа уменьшаются энергетическиезатраты на сжатие. Однако общая эффективность компрессорной установкиопределяется в результате технико-экономического анализа.
Охлаждение может производиться непосредственно в процессе сжатияили чередуя сжатие и охлаждение. В настоящее время наиболее распространёнраздельный или многоступенчатый способ сжатия.
1. ВЛИЯНИЕ КАЧЕСТВАОХЛАЖДЕНИЯ НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ
КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
1.1 Экономия потребляемоймощности при идеальном и реальном
охлаждении
Сжатие газа являетсятермогазодинамическим процессом, который в подавляющем большинстве случаевсопряжён с процессом охлаждения. Необходимость в охлаждении связанна, в первуюочередь, с соображениями экономичности производства сжатого газа. Изтермодинамики следует, что экономические затраты на сжатие уменьшаются приналичии охлаждения. Однако организация процесса охлаждения газа требуетсобственных затрат, которые в отдельных случаях могут оказаться сопоставимыми сэнергетическим выигрышем от охлаждения. Поэтому общая эффективностькомпрессорной установки должна рассматриваться уже как экономическая категория.В соответствии с этим настоящая глава объединяет термодинамические и технико-экономическиеаспекты организации охлаждения газа в компрессорных установках.
При отсутствиитеплообмена с окружающей средой процесс сжатия газа сопровождается повышениемего температуры. Это следствие первого закона термодинамики, в соответствии с которымпри адиабатном сжатии (без изменения кинетической энергии газа), вся работапереходит в приращение энтальпии газа, которое для идеального газасоответствует приращению температуры.
Согласно уравнениюадиабатного процесса
/> (1.1)
температура будет темзначительнее, чем больше отношение давлений π= Р2 /Р1,и выше начальная температура газа />.Охлаждая газ, можно уменьшить рост энтальпии. При этом работа, затраченная насжатие газа, тоже будет уменьшаться. Когда отводимая теплота во всех точкахпроцесса равна подводимой энергии, сжатие будет протекать при постояннойтемпературе, равной начальной температуре газа. Такой процесс называетсяизотермным. Он обеспечивает сжатие с наименьшими затратами энергии.
Газ можно охладитьнепосредственно в процессе сжатия или попеременно, чередуя сжатие и охлаждение,т. е. разделяя эти два процесса. В настоящее время в технике болеераспространён раздельный или многоступенчатый способ.
Рассмотрим процессымногоступенчатого адиабатного сжатия с идеальным охлаждением в Т,S-диаграмме нарис. 1.1.
/>
Рис. 1.1. Процессыадиабатного сжатия с идеальным охлаждением в Т, S — диаграмме
Процесс 1-2-4-5 имеет двеступени сжатия 1-2, 4-5 и одно промежуточное охлаждение 2-4. Процесс1-10-11-12-4-13-14-15 имеет четыре ступени сжатия и три промежуточныхохлаждения. С увеличением числа охлаждений площадь под кривой многоступенчатогосжатия уменьшается, приближаясь к площади изотермного процесса. При оченьбольшом числе охлаждений (в пределе бесконечном) оба способа, раздельный исовмещённый, приводят к тождественному результату — изотермному сжатию.
Если в процессеохлаждения температура газа достигает начального значения T0, как это изображено на рис. 1.1., то количествоотведённой теплоты равно работе, затраченной на сжатие в предыдущей ступени,поскольку энтальпии идеального газа в точках 1,11,4,14,6 одинаковы. Такимобразом, при наличии концевого охлаждения (не влияющего на работу сжатия),общее количество отведенной теплоты равно затраченной работе, как и приизотермном процессе. Это положение становится несправедливым для реальныхгазов. Например, сжатие воздуха с высоким содержанием паров воды. Еслиначальная температура воздуха 40°С и относительная влажность его 100%, то приохлаждении до исходной температуры количество отведённой теплоты превыситработу сжатия на 30-60%, поскольку к ней добавится теплота конденсации. Однаков большинстве практических случаев, отклонения сжимаемого газа от идеальногосостояния не велики, и суммарный тепловой поток в системе охлаждения можнооценивать значением потребляемой компрессором мощности. [1].
До сих пор охлаждениесжимаемого газа рассматривалось достаточно абстрактно: полагалось, что теплотадолжна быть отнята о передана другому телу. При этом не анализировалось, какаячасть теплоты может быть реально передана другому телу, как неполнотаохлаждения повлияет на процесс сжатия в последующих ступенях, что будет дальшес этой теплотой, имеет ли она какую-нибудь ценность. Прежде всего, рассмотримвозможные пути передачи теплоты. Конечным теплоприёмником является окружающаясреда, включающая атмосферу и мировой океан. Температура окружающей среды T0 устанавливает пределсамопроизвольного охлаждения любого нагретого тела. Охлаждение ниже температурыокружающей среды требует затрат энергии на передачу теплоты от тела стемпературой Т
/>, (1.2)
где Низ — изотермная удельная работа, Нохл — действительная удельная работамногоступенчатого сжатия, а Низ вычисляется при температуревсасывания Твс по формуле
/> (1.3)
Процесс многоступенчатогосжатия с охлаждением в виде пилообразной линии в T,S — диаграмме нарис. 1.1. состоит из равновесных процессов, изоэнтропного сжатия и охлаждениядо температуры окружающей среды при постоянном давлении. В реальных ступеняхкомпрессора конечные скорости сжатия делают процесс неравновесным: возникаюттрение, вихревые и волновые явления. Часть энергии, подводимой к газу, из-заэтого рассеивается и переходит в теплоту.
Отклонение реальныхпроцессов от идеальных показано на рис. 1.2.
/>
Рис.1.2. Процессполитропного сжатия с реальным охлаждением в Т, S – диаграмме
Для достаточно полнойпередачи теплоты от охлаждаемого газа к окружающей среде (в пределе до точки 3'на рис. 1.2.) без затрат энергии потребовались бы бесконечно большиегазоохладители. Разумное ограничение размеров аппаратов приводи к необходимостифорсировать режимы теплообмена: создавать конечные разности температур междутеплоносителями по всей длине тракта, тратить энергию на преодолениегидравлических сопротивлений. Фактически, охлаждение закончится не в точке 3',а в точке 3 при сохранении отношения давлений 1-й секции /> и конечного давления Р2(рис. 1.2.) работу сжатия второй секции придётся увеличить как за счёт паденияначального давления от Р1 до Р0, так и за счёт повышенияначальной температуры сжатия от То до Т1. Выделим тучасть суммарного увеличения работы сжатия, которая непосредственно связанна снеравновесностью процесса охлаждения. С этой целью представим удельную работумногосекционного компрессора в виде
/>, (1.4)
где /> — недоохлаждение газа дотемпературы окружающей среды ТО в аппарате, стоящем перед i-й секцией; /> — начальное и конечноедавление в i-й секции;
/> — потеря давления в аппарате перед i-й секцией;
/>, где />-политропный КПД i-й секции.
Используя разложение помалому параметру />в линейномприближении, можно упростить выражение (1.4)
/>, (1.5)
где /> — отношение давлений секциипо сечениям входа и выхода, />-относительные потери давления. Потери, связанные с работой газоохладителей,логично оценить отношением работ компрессора с реальными и идеальнымиаппаратами. Под идеальными будем понимать аппараты, охлаждающие газ дотемпературы окружающей среды /> = 0и не имеющие гидравлических потерь/> =0. Работа компрессора сидеальными охладителями при прочих равных условиях минимальна.
/> (1.6)
Потери, связанные с неидеальностью газоохладителей, обозначим через /> называюткоэффициентом приведенных потерь охлаждения.
Для охлаждаемогомногоступенчатого компрессора
/> (1.7)
Коэффициент приведенныхпотерь охлаждения компрессора для выпускаемых ныне машин лежит в диапазоне />. Коэффициенты приведенныхпотерь охлаждения i-й секции /> имеют более широкийдиапазон: />=1.01-1.12 [1].
Выражения (1.3) — (1.7)позволяют представить изотермный КПД компрессора (1.2) в виде
/> (1.8)
Сомножитель />в выражении (1.8)появляется из-за того, что изотермную
работу [см. формулу (1.3)]принято определять по температуре всасывания, тогда как минимальная работакомпрессора с идеальными охладителями [см. формулу (1.6)] определена потемпературе окружающей среды. В общем случае />
Если все секции одинаковы,т.е. /> и />, то
/>, (1.9)
Умножая числитель изнаменатель на />и вводяобозначение /> преобразуем (1.9.) к виду
/> (1.10)
Из формулы (1.10) видновлияние на /> различных факторов:
· числа промежуточныхохлаждений n
· КПД процессасжатия />
· коэффициентаприведенных потерь охлаждения />
При устремлении числаохлаждений к бесконечности n/> , z/> и выражение (1.10) имеет своимпределом величину
/>, (1.11)
которая для идеальнойсистемы охлаждения (/>) становитсяравной />
Для иллюстрациисоотношения экономии энергий от введения охлаждения и потерь, связанных сорганизацией, используют величину:
/>, (1.12)
где /> — удельная работанеохлаждаемого компрессора, в котором значение /> принятокак среднее по отдельным секциям.
Полагая секцииодинаковыми и используя обозначения (1.10), приведём (1.12) к виду
/> (1.13)
1.2 Технико — экономический критерий эффективности охлаждения
Термодинамический анализпозволил выявить влияние системы охлаждения на энергетическое совершенствокомпрессорной установки. Предельные возможности повышения термодинамическойэффективности компрессора с реальными газоохладителями определены выражением(1.11)
В термодинамическоманализе, естественно, отсутствовала информация о том, как поведут себя величины/> и />с увеличением числаохлаждений. Однако проектировщиков систем охлаждения в конечном счётеинтересует не только термодинамическая эффективность процесса сжатия газа,сколько сумма материальных затрат, необходимых для реализации рассматриваемогопроцесса в условиях конкретного способа производства и эксплуатациикомпрессорной установки. Ясно, что полученная при n />max экономия энергии, расходуемой на процесс сжатия, будетдостигнута ценой роста затрат на изготовление большого числа крупныхтеплообменных аппаратов, на их транспортировку, обвязку трубопроводами,размещение на дополнительных производственных площадях, увеличение числаконтрольно — измерительной аппаратуры, средств автоматики и т.д.
Поэтому в своёмстремлении повысить термодинамическое совершенство компрессорной установкипроектировщик оказывается поставленным перед необходимостью соизмерятьполучаемую при этом выгоду с ценой, которую приходится за неё платить. Инымисловами, решающее слово при выборе варианта системы и степени её приближения ктермодинамическому идеалу остаётся всегда за комплексно-экономическим анализом.Проведение такого анализа может быть выполнено на основе применяемого внастоящее время универсального технико-экономического критерия, известного влитературе под названием «приведенные затраты».
Сущность этой величинысостоит в следующем.
Пусть имеются дваварианта, каждый из которых решает поставленную техническую задачу (сжатие газапри заданном расходе до заданного давления). Реализация варианта А требуетвложения К1 рублей, а варианта В — К2 рублей. Допустимдля определённости, что вариант А дороже, т.е. К1>К2.По этим сведениям ещё не возможно ответить на вопрос о целесообразностиреализации более дешёвого варианта. С другой стороны, высокая стоимостьреализации первого варианта не может сама по себе служить причиной отказа отнего. Важно ответить на вопрос, выгоден ли вариант, требующий повышенныхкапитальных вложений, т.е. окупится ли эта разница в процессе эксплуатациидостаточно быстро [1].
Для характеристикистоимости окупаемости капитальных вложений используется величина, называемаянормативным сроком окупаемости Тн. При этом предполагается, что еслидополнительные капитальные вложения окупятся в процессе эксплуатации за срок,меньший, чем Тн, то они являются экономически оправданными. Инымисловами, если эксплуатационные издержки вариантов соответственно Э1и Э2, то при />
В противном случае — наоборот. Это неравенство можно записать в виде
/> (1.14)
Величина, обратнаянормативному сроку окупаемости, называется нормативным коэффициентомэффективности Е. Величину П = Э + ЕК принято называть приведенными затратами (суммаэксплуатационных издержек и капитальных вложений, отнесённых к одному годунормативного срока окупаемости).
Если сравниваются не дваварианта, а несколько, то наиболее эффективным будет тот, у которогоприведенные затраты являются минимальными.
Тот факт, что в структуреприведенных затрат фигурируют фундаментальные экономические категории,позволяет применять этот критерий для оптимизации любых конструкций и системнезависимо от их особенностей и назначения. Это придаёт большую универсальностьприведенным затратам как критерию оценки суммарных достоинств конкурирующихвариантов. Для вычисления приведенных затрат её составляющие должны бытьвыражены через технические характеристики рассматриваемой конструкции илисистемы: массу, габаритные размеры, потери энергии и т.п.
Таким образом, несмотряна экономическую природу приведенных затрат, внутреннее содержание этогокритерия является техническим. Иными словами, приведенные затраты представляютсобой синтетическую величину, характеризующую технические достоинстваконструкции или системы в экономической форме. В частности, применительно ксистемам охлаждения, повышение термодинамического совершенства схемы приводит кснижению затрат энергии на реализацию процесса сжатия и, следовательно, куменьшению годовых эксплуатационных издержек. Одновременно, как было отмеченовыше, растут капитальные вложения на реализацию большого числа аппаратовбольших габаритных размеров. Приведенные затраты позволяют оценить суммарныйэффект этого
мероприятия. Внутреннеесодержание составляющих приведенных затрат зависит от особенностей конкретногоинженерного сооружения. При этом, чем полнее учитываются различные категориизатрат, тем более обоснованным является результат анализа.
Для компрессорнойустановки величина К складывается из следующих основных составляющих
К = Кк+Кг+Кпр+Кст+Км,(1.15)
где Кк — стоимость компрессора, Кг — стоимость газоохладителей, Кпр — стоимость привода, редуктора, муфт, системы автоматики, трубопроводов и т. д.,Кст — стоимость компрессорной станции (включая электросиловую часть,автоматику и т. п.), Км — стоимость монтажа установки.
Эксплуатационные издержкимогут быть разделены на две группы:
Ø пропорциональныекапитальным вложениям
Ø не зависящие отних
К первой группе относятсяамортизационные отчисления и расходы на текущий ремонт и содержание установки:
Э = А-К+Ар-К, (1.16)
где А — доля годовыхамортизационных отчислений, Ар — доля годовых расходов на ремонт исодержание установки.
От капитальных вложенийна компрессорную установку не зависят стоимости энергии на привод компрессора ихладагента (например, оборотной воды)
/>, (1.17)
где Цэ — ценаэнергии, руб./(кВт-ч), Цв — цена хладагента, руб./м3, Nk — потребляемая мощность компрессорнойустановки, кВт, Vb- расход хладагента, м3/с,Т — время работы установки, ч.
Нормативный коэффициентэффективности Е обычно принимается равным, что соответствует значениюнормативного срока окупаемости, примерно в 7 лет.
2. АНАЛИЗ СИСТЕМОХЛАЖДЕНИЯ РАЗЛИЧНЫХ ТИПОВ
Энергия приводакомпрессора тратится на сжатие газа и покрытие механических потерь. Какуказывалось выше, энергия сжатия газа при наличии концевого охладителяпрактически полностью отводится в окружающую среду. Энергия, затрачиваемая напокрытие механических потерь, превращается полностью в теплоту трения узловкомпрессора и также должна быть передана окружающей среде. Комплексоборудования, осуществляющий передачу теплоты от компрессорной установки окружающейсреде, называется системой охлаждения. По способу передачи теплоты окружающейсреде системы охлаждения компрессорных установок можно разделить на триосновных типа:
1. системынепосредственного охлаждения;
2. системы спромежуточным теплоносителем;
3. смешанные системы [1]
Окружающей средой длякомпрессорных установок является совокупность атмосферного воздуха и водынадземных и подземных водоёмов (морей, озёр, рек, родников, артезианскихисточников и т.д.). За исключением специальных случаев (например, в судовыхустановках) теплота компрессорных установок отдаётся воздуху. Поэтому из числасистем непосредственного охлаждения наибольший интерес представляют системывоздушного охлаждения. Системы охлаждения с промежуточным теплоносителемподразделяются на открытые водооборотные (наиболее распространённые в настоящеевремя) и системы с закрытым контуром для промежуточного теплоносителя. По видутеплообмена сжимаемого газа с промежуточным теплоносителем различают системырекуперативные и контактные (конвективного и испарительного охлаждения).Смешанные системы охлаждения представляют собой различные комбинациинепосредственного охлаждения и охлаждения с промежуточным теплоносителем.Например, газоохладители компрессорной установки работают по схеме с промежуточнымтеплоносителем, а маслоохладители — по схеме непосредственного охлаждения. Вобщем случае в состав систем непосредственного охлаждения входят газо-, масло-и водоохладители, в которых отводится теплота от газа, узлов трения,электродвигателя и цилиндров компрессора, а также оборудования для подачи кэтом аппаратам воздуха или воды. В системах с промежуточным теплоносителем, кперечисленному добавляются насосы для его транспортировки и аппараты, в которыхпромежуточный теплоноситель отдаёт теплоту окружающей среде.
Ниже будут рассмотреныосновные системы охлаждения: открытая водооборотная; с непосредственнымвоздушным охлаждением; с воздушным охлаждением промежуточного теплоносителя взакрытом контуре и с утилизацией теплоты компрессорной установки.
2.1 Открытые водооборотныесистемы охлаждения
Промежуточнымтеплоносителем в таких системах является вода. На рис. 2.1 представленаоткрытая водооборотная система охлаждения многоступенчатого компрессора.
/>
Рис. 2.1. Открытаяводооборотная система охлаждения
Газ из ступени сжатия 6поступает в газоводяной охладитель 7 и далее в ступень 8. Циркуляцию масла вкомпрессорной установке обеспечивает маслонасос 2. Теплота трения от редуктора4, муфты 5 и подшипников 3 отводится водой в маслоохладителе 1. Послеохладителей компрессора вода поступает в открытую градирню 10. В градирнепроисходит контактный теплообмен воды с окружающим воздухом и одновременноиспарительное охлаждение. Воздух в градирне перемещается естественной тягой(башенные градирни) или вентилятором 11 (вентиляторные градирни). Стекающая внижнюю часть градирни охлаждённая вода возвращается насосом 9 в охладители 1,7. В установках небольшой мощности вместо градирен иногда используютбрызгальные бассейны.
Основные преимуществаоткрытых водооборотных систем связаны с высоким коэффициентом теплоотдачи состороны воды, определяющем сравнительно небольшие размеры газо- имаслоохладителей, возможность их размещения в непосредственной близости отмашин и соответственно малую протяжённость газоводов.
К недостаткам открытыхводооборотных систем можно отнести:
1) высокую стоимостьохлаждающей воды;
2) нестабильностьхарактеристик компрессоров, оснащённых открытыми во- дооборотными системамиохлаждения;
3) нерентабельностьутилизации низкотемпературной теплоты, характерной для открытых водооборотныхсистем.
2.2 Системы непосредственноговоздушного охлаждения
Система непосредственноговоздушного охлаждения компрессорной установки представлена на рис. 2.2.
Хладагентом вгазоохладителе 1 и маслоохладителе 2 является окружающий воздух, прокачиваемыйчерез теплообменники вентилятором 3. На рис. 2.2. масло- и газоохладительобъединены в блок охладителей с общим вентилятором. В крупных компрессорныхустановках таких блоков несколько, каждый с автономным вентилятором.
/>
Рис.2.2. Системынепосредственного воздушного охлаждения
Основной причиной,длительное время препятствующей широкому использованию систем воздушногоохлаждения в компрессорных установках (КУ), является низкий уровень теплоотдачисо стороны воздуха, приводящий к резкому увеличению теплопередающейповерхности, т.е. металлоёмкости и размеров аппаратов воздушного охлаждения(АВО). Если последствия роста металлоёмкости очевидны, то рост их размеров всилу специфики компоновки теплообменников с компрессорной установкой требуетотдельного рассмотрения.
Перевод КУ с водяного навоздушное охлаждение на ряду с ростом размеров ставит проблему подвода и отводаохлаждающего воздуха. Для КУ малой и
среднейпроизводительности сравнительно небольшие расходы охлаждающего воздуха непрепятствуют размещению АВО непосредственно в машинном зале. Однакокрупногабаритные трубчатые АВО с трубами большого диаметра в сочетании сразвитыми диффузорами и конфузорами требуют значительного увеличения площадимашинного зала и соответственно капитальных вложений на установку. Не решаетпроблему уменьшения габаритных размеров АВО использование пучковвысокооребрённых труб, поскольку при росте компактности за счёт оребрения, состороны охлаждающего воздуха компактность внутритрубных поверхностей остаётсябез изменения. Более того, нередко габаритные размеры АВО с оребрёнными трубамиоказываются больше гладкотрубных АВО в связи с увеличением шагов между трубами.
Особые преимуществаперевода на непосредственное воздушное охлаждение имеют воздушные КУ,составляющие основу компрессорного парка.
Реализация системнепосредственного воздушного охлаждения КУ потребовала решения двух задач,связанных с диапазоном температур окружающего воздуха. Первая — удаление инея ильда в каналах ПРТ в условиях отрицательных температур. Эта задача решаетсяавтоматическим отключением вентилятора при некотором обмерзании каналов исоответствующем росте их сопротивления. Отметим, что скорость таяния льда впотоке горячего воздуха во много раз превышает скорость льдообразования. Втораязадача — обеспечение параметров, обусловленных техническими условиями КУ притемпературе наружного воздуха выше +40°С. Поскольку период таких температурдаже в самых жарких районах (Ташкент, Красноводск, Ферган) не превышает 1,5 — 2% общего времени, влияние этих режимов на уровень энергопотребления КУнесущественно. Основная опасность связанна с превышением допустимых в КУтемператур, поскольку иногда остановка компрессора приводит к остановке всеготехнологического процесса. Эта задача решается предварительным испарительнымохлаждением атмосферного воздуха.
Заканчивая анализ системнепосредственного воздушного охлаждения, остановимся на двух основныхнедостатках. Первый — ограниченные возможности утилизации теплоты, отводимой отКУ. В отличии от открытых водооборотных систем теплота может быть использованадля отопления компрессорной станции. Этим, однако, приходится ограничиться,поскольку передача нагретого в АВО воздуха даже на относительно небольшиерасстояния требует изолированных трубопроводов большого диаметра и мощныхцентробежных вентиляторов.
Как правило, такаяутилизация оказывается нерентабельной. Второй недостаток системнепосредственного воздушного охлаждения связан с протяжённостью газоводов. Делов том, что ПРТ решили проблему размеров и размещение АВО в машинном зале лишьдля КУ малой и средней производительности. Для осевых, центробежных и крупныхпоршневых компрессоров, смонтированных в машинных залах, размещение АВО внепосредственной близости от компрессоров невозможно из-за больших расходовохлаждающего воздуха, больших габаритных размеров аппаратов и сложностиконсольной установки колеса вентилятора большого диаметра. Единственновозможная компоновка — вынесение аппарата за пределы компрессорной станции. Приэтом толстостенные газоводы большого диаметра существенно увеличиваюткапитальные вложения, а уменьшение их диаметра и соответственно стоимости ведётк недопустимому росту потерь.
2.3 Системы воздушногоохлаждения с промежуточным
теплоносителем в закрытомконтуре
Закрытый контур спромежуточным теплоносителем позволяет устранить основные недостатки не толькооткрытых водооборотных систем, но и систем непосредственного воздушногоохлаждения. Схема той системы представлена на рис.2.3. Газ охлаждается вжидкостном охладителе 2, масло — в маслоохладителе 1, а охлаждающая жидкость,циркулирующая с помощью насоса 5 по закрытому контуру, отдаёт теплотукомпрессорной установки охлаждающему воздуху в рекуперативном теплообменнике 4с вентилятором 3.
/>
Рис. 2.3. Системаохлаждения с промежуточным теплоносителем в закрытом контуре
Большинство преимуществзакрытого контура связанно с возможностью использования в качествепромежуточного теплоносителя любой очищенной жидкости: дистиллированной воды,антифриза, масла и т.д. Отсутствие опасности солеотлажения и загрязнения теплоперерабатывающейповерхности стабилизирует характеристики КУ, [1] допускает использованиевысококомпактных поверхностей и снимает ограничения по нагреву теплоносителя(см. п. 2.2.). Как показывают расчёты, оптимальные (по приведенным затратам)перепады температур в закрытом водооборотном контуре лежат в диапазоне от 40 до100°С. При этом пропорционально перепаду сокращается расход промежуточноготеплоносителя и соответственно затраты на его заливку, подпитку и прокачку. Вправильно спроектированной системе расход энергии на привод насоса не превышает0,5% энергии на привод КУ. В итоге, одна из главных статей расхода наохлаждение КУ с открытыми водооборотными системами — затраты на промежуточныйтеплоноситель (охлаждающую воду) — в системах с закрытым контуром сводится кминимуму. Другим важнейшим следствием высокого уровня температур промежуточноготеплоносителя в закрытом контуре является возможность утилизации теплоты КУ.Наиболее целесообразно утилизировать теплоту на отопление зданий. В отличии отсистемы непосредственного воздушного охлаждения промежуточный теплоносительпозволяет отапливать не только помещение компрессорной станции, но и объекты,расположенные на значительном удалении от станции, поскольку транспортировкажидкого теплоносителя не связанна с большими расходами. Такими объектами могубыть жилые и промышленные здания, теплицы.
Схема системы охлажденияс утилизацией представлена на рис. 2.4
/>
Рис. 2.4. Системаохлаждения с утилизацией теплоты КУ
Промежуточныйтеплоноситель после газоохладителя 3 поступает в ёмкость 2, откуда либополностью (зимой), либо частично (весной, осенью) подаётся насосом 1 черезтрубопровод 8 в отопительную систему 6. Отдав часть теплоты отопительнойсистеме, промежуточный теплоноситель поступает в теплообменник 4, гдеохлаждается воздухом, подаваемым вентилятором 5. Тепловой поток втеплообменнике 4 в зависимости от температуры окружающего воздуха исоответственно нагрузки отопительной сети можно регулировать поворотам лопастейвентилятора. Для случаев критических нагрузок (резко отрицательные температуры)вентилятор 5 может быть отключён. При этом, естественно, характеристикикомпрессора ухудшаются. Летом, при отсутствии необходимости в отоплении,промежуточный теплоноситель из коллектора 2 по трубопроводу 7 подаётся прямо ваппарат воздушного охлаждения 4.
Одно из основныхдостоинств систем охлаждения с закрытой циркуляцией промежуточноготеплоносителя — отсутствие протяжённых газоводов. Газожидкостные теплообменникиустанавливаются в непосредственной близости от компрессора. Транспортировкатеплоносителя, как указывалось, требует минимума затрат.
3. КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВСИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Основными элементамисистем охлаждения компрессорных установок являются:
· теплообменныеаппараты различного назначения (газо-, маслоохладители и др.);
· вентиляторы сприводами;
· устройства длясепарации влаги;
· увлажнители;
· насосы и ёмкости.
Широта диапазона рабочихпараметров КУ, специфика их изменения в процессе сжатия, тенденции развития КУи масштабы их выпуска в сочетании с условием унификации и специализациипроизводства предъявляют к конструкциям элементов систем охлаждения вполнеопределенные требования.
В настоящее времямаксимальный расход сжатого газа через газоохладитель приблизительно равен 3000м3/мин., а максимальное давление составляет примерно 250 МПа.
Анализ тенденций развитиятехники даёт основание предположить, что в ближайшие годы максимальные значенияобъёмного расхода и рабочего давления газоохладителей вырастут соответственнодо 5000 м3/мин. и 700МПа. Большая часть аппаратов работает приобъёмном расходе 250 м3/мин. и р
Различие параметров исерийность, естественно, приводят к различным конструктивным решениямгазоохладителей и других элементов систем охлаждения. Ниже даётся описание ианализ основных вариантов возможных конструктивных решений различных элементов,используемых в инженерной практике.
3.1 Теплообменникикомпрессорных установок
Все охладителикомпрессоров по диапазону давлений и типу можно разбить на три группы:
1. газоохладителинизкого (до 1,2 МПа) и среднего (до 4,0МПа) давлений;
2. газоохладителивысокого давления (свыше 4,0 МПа);
3. охладителижидкости (масла, воды, промежуточного теплоносителя).
Конструкциитеплообменников решающим образом зависят от выбора типа их основного элемента —теплопередающей поверхности, которая может быть выполнена или из труб, или из листовогоматериала. Одной из важнейших характеристик теплопередающей поверхностиявляется её компактность — площадь поверхности в единице объёма пространства,занятого соответствующим теплоносителем или объёма аппарата в целом. Длятрубчатых аппаратов минимальные диаметры труб ограниченны значением 8-10 мм,что соответствует компактности поверхности 400-500 м2/м3.Переход на трубы меньшего диаметра ограничен как ростом гидравлическихсопротивлений, так и технологическими особенностями заделки труб в трубныерешётки [1].
Наиболее эффективным ираспространённым способом повышения компактности трубчатых поверхностейявляется оребрение труб. Наружные рёбра в зависимости от технологииизготовления могут быть цельнокатаными, насадными, ленточными, литыми и т.д. Цельнокатаныерёбра просты в изготовлении, не имеют контактных сопротивлений, неограниченныпо материальному исполнению. Стальные цельнокатаные трубы изготавливаются лишьнизкорёберными из-за сложности прокатки твёрдых материалов, низкойтеплопроводности и низкой эффективности стальных рёбер. Алюминиевыецельнокатаные трубы свободны от этих недостатков. Однако сложность заделкитаких труб в трубные решётки резко ограничивает область их применения.
Трубы с насадными рёбрамитребуют дорогостоящего припоя, а также не очень стойки с вибрации.Цельнокатаные медные трубы просты в изготовлении, хорошо вальцуются в трубныерешётки, надёжны в эксплуатации, однако, дефицитность меди ограничивает широкоеприменение таких труб. Во многом от этих недостатков свободны литые алюминиевыерёбра (материал несущей трубы — сталь), но производительность этогоперспективного метода оребрения пока существенно уступает накатке.
Обычно теплопередающиетрубы оребрены лишь с наружной стороны. Процесс внутреннего оребрениязначительно сложнее, в связи с чем в теплообменниках компрессоров трубы свнутренним оребрением почти не применяются.
Другой способ повышениякомпактности теплопередающих поверхностей — создание пластинчатых конструкций.В настоящее время в практике используются два вида пластинчатых теплообменников- пластинчатые и пластинчато-ребристые.
Теплопередающаяповерхность в пластинчатом теплообменнике образованна гофрированной пластиной.Теплоноситель течёт в зазоре между гофрами соседних пластин. Несмотря навысокую компактность пластинчатые теплообменники сравнительно редкоиспользуются в качестве газоохладителей компрессоров. Объясняется это, преждевсего, весьма высоким уровнем потерь давления охлаждаемого газа в такомаппарате (гофры являются здесь помимо теплопередающих и интенсифицирующимиповерхностями). В тоже время такая интенсификация теплообмена для жидкостейможет оказаться весьма эффективной, поскольку потери энергии при прокачкежидких теплоносителей существенно меньше, чем газообразных. Так, соотношениепотерь энергии для воды и атмосферного воздуха при равных коэффициентахтеплоотдачи в одинаковых геометрических системах составляет примерно 10-8[1].
Второй тип — пластинчато-ребристые теплообменники. Здесь поверхность образуетсяпроставочными листами, гофрированными насадками и ограничивающими элементами.Теплоноситель из коллекторов поступает в каналы, образованные гофрированныминасадками и проставочными листами. Теплообмен происходит через стенку, ролькоторой выполняют проставочные листы и рёбра, образованные гофрированнойнасадкой. Пластинчато-ребристые теплообменники, обладая чрезвычайно высокойкомпактностью (1000-5000 м2/м3), свободны от недостатковпластинчатых аппаратов.
Пластинчато-ребристыетеплообменные поверхности можно одинаково эффективно использовать в аппаратахвоздушного охлаждения, газоводяных и масляных теплообменниках.
3.2 Газоохладителинизкого и среднего давления
Как указывалось, этонаиболее многочисленная группа газоохладителей. Охлаждаемой средой в такихаппаратах обычно является воздух, рабочие параметры которого лежат в весьмаузком диапазоне, что и формирует требования к конструкциям аппаратуры этойгруппы. Конструкции должны обеспечивать возможность широкой унификации.Специфика теплообмена в процессе сжатия, связанная с изменением давления иобъёмного расхода от секции к секции, требует от унифицированной констукциивозможности пластинчатого изменения конфигурации (соотношения площади фронта идлины тракта) теплообменного элемента. Наряду с перечисленными требованиямидолжна быть обеспеченна возможность чистки трактов обоих теплоносителей,коррозионная стойкость, виброустойчивость элементов конструкции, прочность,плотность, неизменность формы теплопередающей поверхности и т.д.
Наибольшим разнообразиемотличаются конструкции трубчатых и кожухотрубных теплообменников. Большинствогазоводяных кожухотрубных аппаратов имеет цилиндрический корпус. Трубы заделаныв трубные решётки. Поскольку внутренняя поверхность круглых труб достаточнопросто очищается от накипи, чаще всего вода подаётся в трубное пространство,газ — в межтрубное, но в некоторых случаях в охладителях поршневых компрессоровгаз течёт по трубам, а вода в межтрубном пространстве. Для чистки аппаратов отнакипи пучок труб вынимается из корпуса, хотя и при этом мелкий ремонт такихтеплообменников затруднителен.
В теплообменниках,использующих расположенные вдоль осей корпуса гладкие трубы, организациянужного режима течения межтрубного теплоносителя (как правило газа) достигаетсяустановкой перегородок. Основные недостатки такой конструкции — большие масса игабаритные размеры, а также ограничение возможностей унификации, посколькууменьшение числа перегородок ухудшает газораспределение, увеличивает перетечкии усиливает вибрацию труб. Снижение массы и габаритных размеров таких аппаратовпутём использования поперечно-оребрённых труб связано со значительнымусложнением конструкции, поскольку для достижения многоходовости межтрубногопространства необходима установка дополнительных трубных досок.
Значительно большиевозможности варьирования площади проходного сечения межтрубного теплоносителяпредставляют конструкции, в которых трубы установлены поперёк корпуса.
Теплообменник состоит изодной или нескольких одинаковых теплопередающих секций (модулей). Варьируяразмеры кожуха, толщину обечайки, число секций и способ их коллектирования,можно получить аппараты для широкого спектра расходов, давлений и физическихсвойств охлаждаемых газов с конфигурацией, близкой к оптимальной. Это позволяетнесколькими унифицированными модулями закрыть практически всю областьпараметров газоводяных охладителей КУ, в которой кожухотрубные аппараты могутконкурировать с пластинчато-ребристыми. Существенным достоинствомгазоохладителей с поперечным расположением труб является возможность ихкомпановки в одном корпусе с буферными ёмкостями и влагомаслоотделителями. Этоотвечает современным тенденциям создания многоблочных конструкций. Последнееважное преимущество такой конструкции — возможность простой и эффективнойчистки водяного тракта.
На прокачку охлаждаемогогаза и хладагента в газоохладителях компрессоров расходуется от 3 до 10 %мощности, потребляемой компрессорной установкой. Причём она тем больше, чембольше скорости теплообменивающихся сред. Снижение скоростей приводит к ростугабаритных размеров и массы аппаратуры. Поэтому в процессе проектированиястараются назначать такие скорости, чтобы достичь уровня оптимальныхприведенных затрат. Низкая удельная металлоёмкость и высокая компактность ПРТпозволяет назначать в них скорости ниже, чем в аппаратах традиционныхконструкций и таким образом добиваться снижения приведенных затрат. Помимоэтого, применение компактной теплопередающей поверхности позволяет при тех же идаже меньших размерах газоохладителей компрессоров получить более глубокоеохлаждение [1].
Механическая чистка ПРТот загрязнений невозможна из-за большого числа каналов малого эквивалентногодиаметра, образованных тонкими стенками. Это делает нецелесообразным ихиспользование в открытых водооборотных системах. Вместе с этим это жеобстоятельство позволяет упростить конструкцию ПРТ заменой съёмных коллекторовПРТ приварными. Очистка поверхностей в таких конструкциях от масляного нагара изагрязнений производится с помощью щелочных растворов.
Таким образом, вгазоводяных охладителях низкого и среднего давления открытых водооборотныхсистем охлаждения компрессоров предпочтение следует отдать кожухотрубнымаппаратам с поперечным расположением труб с наружным оребрением привнутритрубном течении воды и межтрубном течении газа. В системах непосредственноговоздушного охлаждения компрессоров и в закрытых системах с промежуточнымтеплоносителем в качестве охладителей на низкое и среднее давление газанаилучшие показатели имеют пластинчато-ребристые теплообменники.
3.3 Газоохладителивысокого давления
Известны следующие типыгазоводяных охладителей высокого давления:
· кожухотрубные;
· змеевиковые;
· аппараты типа«труба в трубе».
Кожухотрубныетеплообменники высокого давления (Р=40МПа) наиболее целесообразно применять вКУ большой производительности.
В таких аппаратах газтечёт внутри гладких стальных теплопередающих труб, которые приварены кмассивным трубным решёткам. Охлаждающая вода подаётся в межтрубноепространство. Необходимый режим течения воды обеспечивается поперечнымиперегородками, насаженными на теплопередающие трубы.
Доступ к наружнымповерхностям труб для очистки их от накипи обеспечивается при демонтаженаружного корпуса.
В КУ малых производите льностей применяются змеевиковые охладители. Основное преимущество змеевиковыхтеплообменников — отсутствие трубных решёток. При этом, однако, вследствиебольшой протяжённости газового тракта возрастают гидравлические потери. Поэтомузмеевиковые газоохладители используются лишь в ступенях высокого давления, гдеотносительные гидравлические потери ниже, чем в ступенях низкого давления.Другим недостатком змеевиковых охладителей является сложность организациитечения охлаждающего теплоносителя (большинство змеевиковых аппаратов водяные),поскольку обычные перегородки здесь установить весьма сложно. Поэтому, какправило, змеевиковые газоохладители используют в комбинированных конструкцияхсовместно с обычными кожухотрубными теплообменниками ступеней низкого давления.
Наибольшеераспространение в качестве газоводяных охладителей ступеней высокого давленияполучили аппараты типа «труба в трубе». Газоохладители этого типа выполняются ввиде нескольких параллельных секций, соединённых на входе и выходе общимиколлекторами. Из соображений прочности охлаждаемый газ течёт по внутреннейтрубе, а охлаждающая вода — в зазоре между внутренней и наружной трубой.Соседние трубы соединяются между собой съёмными калачами. Основное преимуществотаких теплообменников — возможность разборки и чистки. Основной недостаток — большие размеры и металлоёмкость.
4. РАСЧЕТ СИСТЕМЫОХЛАЖДЕНИЯ КОМПРЕССОРНОЙ
УСТАНОВКИ
4.1 Техническиехарактеристики компрессора
Компрессор К-250-61-5предназначен для сжатия и подачи воздуха промышленного назначения по ГОСТ23467-69 шестиступенчатый трёхсекционный [2]. Система смазки подшипников и муфт- принудительно-циркуляционная.
Смазочное масло Т-30(ГОСТ 32-74), заменители Т-22 (ГОСТ 32-74), Тп-22 и Тп-30 (ГОСТ 9972-74).
Приводом компрессораслужит электродвигатель СТД-3150-23УХЛЧ мощностью 1575 кВт, напряжением 6 и 10кВ. В агрегате используется повышающий редуктор типа РЦОТ-350-2,55-1 к.
Объёмная производительность при 20°С и 0,1013 МПа, м3/мин 254 Массовая производительность, кг/мин 305 Конечное давление (абсолютное), МПа 0,9 Температура воздуха на выходе из нагнетательного патрубка, °С 135 Начальное абсолютное давление, МПа 0,09807 Начальная температура, °С 20
Степень сжатия:в первой ступени компрессора 2,57 во второй ступени компрессора 2,04 в третьей ступени компрессора 1,73 Относительная влажность, % 50
Плотность воздуха при начальных условиях, кг/м3 1,199 Температура охлаждающей воды, °С 20
Расход охлаждающей воды на концевой и промежуточный воздухоохладители, маслоохладитель и воздухоохладитель
электродвигателя, м3/ч 312
Масса, т:
компрессора в объёме поставки без главного электродвигателя
и щитов автоматики 29 главного электродвигателя 12,3 редуктора 2,4 воздухоохладителя концевого 1,3
Размеры, м:
высота компрессорной установки
4,96
длина компрессорной установки
14,17
ширина компрессорной установки
6,38
высота подвального помещения
3,8
минимальная высота подъёма крюка крана от уровня пола
машинного зала
3,5
частота вращения ротора, мин-1
7625
изотермный КПД
0,65
потребная мощность, кВт
1500
4.2 Расчёттехнологической схемы КУ
Первым этапом расчётатехнологической схемы компрессорной станции является выбор ступеней компрессораи числа промежуточных охладителей. При увеличении числа охладителей затратыэнергии на сжатие воздуха уменьшаются, но при большом числе ступеней охлаждениязначительно возрастают аэродинамические потери в них, а следовательно будутрасти и затраты энергии на сжатие.
Поэтому с учётом затратна сооружение охладителей и их эксплуатацию, принято устанавливать следующеечисло промежуточных охладителей у ЦК:
· конечная степеньсжатия />=7,5-12
· числопромежуточных охладителей — 2
На выбор видагазоохладителей влияет ряд факторов:
- диапазонпроизводительности КУ;
- вид и параметрысжимаемого газа;
- вид системыохлаждения.
Межсекционные охладителивходят в комплект поставки КУ. В качестве концевого для К-250-61-5 выбираютвоздухоохладитель типа ВОК-79.2.
1. Из п.4.1. степеньсжатия в соответствующих ступенях компрессора:
/> 2.Зная степень сжатия в каждойступени компрессора, необходимо под считать работу сжатия воздуха в каждойступени компрессора и конечную температуру воздуха за ступенями.
Работу адиабатическогосжатия в любой ступени многоступенчатого компрессора можно найти
/>, (4.1)
где k = 1,4 — показатель адиабаты для воздуха; R=287,14 Дж/кг-К — газовая постоянная;/>= 0,75 – 0,9 — адиабатический КПД; /> - температуравоздуха на входе в i-ю ступенькомпрессора.
/>
/>
/>
Полная удельная работасжатия
/> (4.2)
lk =113940+85998+64532=264470 Дж/кг
Мощность компрессора
/>, (4.3)
где G — массовый расход воздуха, кг/мин
/>, кг/мин.
/>0,97 — 0,98 — механический КПД.
/>кВт
Температура воздуха послеступени компрессора
/> (4.4)
/>
/>
/>
Количество тепла отданноев промежуточном охладителе можно определить, зная температуру воздуха перед ипосле охладителя
/>, (4.5)
где /> = 1.007 кДж/кгК — теплоёмкость воздуха, /> = 5.08 кг/с — расход воздуха через компрессор.
/>
/>
/>
Аналогично произведёнрасчёт при различной температуре окружающей среды. Результаты расчёта сведены втаблицу 4.1.
Таблица 4.1. Результатырасчёта схемы компрессора при различной
температуре окружающейсреды
to.c.,°C
Твх.к. i, К
Твых.к. i, К
Lk, Дж/кг
Nk, кВт
Qi, кДж/с 288 399 567 15 298 382 260042 1363 429 298 361 322 293 406 578 20 303 389 264470 1386 439 303 367 327 298 413 588 25 308 395 268890 1409 445 308 373 332 303 420 598 30 313 401 273327 1432 450 313 379 337
Графически изменениетемпературы воздуха на выходе из ступени компрессора при изменении температурыокружающей среды показано на рис. 4.1.
/>
Рис. 4.1. Графикзависимости Твых.к. = f(Toc)
4.3 Расчёт ступенисистемы охлаждения компрессора К-250-61-5
1. Определимсекундный расход сжатого газа
/> (4.6)
/>
Из процесса сжатия (рис.4.2.) определим количество тепла, которое отнимается в газоохладителе
/>, (4.7)
где />= 1,007 кДж/кгК — теплоёмкость воздуха.
/>
/>
Рис. 4.2. Ступеньохлаждения компрессор
2. Возьмём длярасчёта конструктивные размеры газоохладителя заводского изготовления
/>;
- наружный диаметроребрения: D=19,2 мм;
- толщина ребра Sp = 0,6 мм;
- шаг оребрения t = 2.4 мм;
- шаг поперечный Sl = 20 мм;
- шаг продольный S2 = 18 мм.
Определим число рёбер на1м длины
/> (4.8)
/>
3. Поверхность рёбер
/> (4.9)
/>
4. Поверхность 1м длинытрубы, свободная от рёбер
/> (4.10)
/>
5. Полная внешняяребристая поверхность
/> (4.11)
/>
7. Внутренняя поверхностьтрубы без рёбер
/> (4.12)
/>
/>
8. Определение площадиживого сечения одного межрёберного канала в поперечном ряду пучка (рис. 4.3)
/>
Рис. 4.3. Сечениепоперечного ряда
/> (4.13)
/>
9. Определим смоченныйпериметр одного межрёберного канала
/> (4.14)
/>
10. Определимэквивалентный диаметр
/> (4.15)
/>
11. Принимаяэкономическую скорость воздуха w=15м/с, определим площадь живого сечения пучка ребристых труб для прохода воздуха:
а) средняя определяющаятемпература:
/>,
где /> — температура воды на входев газоохладитель, tw2 — температура воды на выходе изгазоохладителя.
/>
б) определяем основныеконстанты для воздуха [3]:
· коэффициентдинамической вязкости />
· коэффициенттеплопроводности />
· число Прандтля />
· определим среднююплотность воздуха
/>
в)/>
/>
12. Определим число трубв одном поперечном ряду, при заданной длине L=565 мм.
/>
/> штук
Принимаем />.
13. Длина обтеканияребристой трубы
/> (4.18)
/>м
14. Определимдиагональный шаг пучка:
/>
Рис. 4.4. Диагональныйшаг пучка
/> (4.19)
/>
15. Определим коэффициентCs для шахматных пучков
/> (4.20)
/>
16. Определим коэффициенттеплоотдачи со стороны воздуха
/> (4.21)
/>
17. Расчёт КПД ребра
/>, (4.22)
где />= 397 Вт/м2К —коэффициент теплопроводности меди
/>
/>
По номограмме [4] при />и />находим />
18. Эффективностьребристой поверхности
/> (4.23)
/>
19. Площадь живогосечения для прохода воды
/> (4.24)
/>,
где /> = 995 кг/м3 — плотность воды; ср = 4.19кДж/кгК — теплоёмкость воды.
/>
/>кг/с
Принимаем скорость воды />= 2.5 м/с, тогда
/>м2
20. Определим количествотруб в ходе
/> (4.25)
/>
Принимаем />
21. Фактическая скоростьтечения воды в трубах
/> (4.26)
/>м/c
22. Коэффициент теплоотдачисо стороны воды
/> (4.27)
/>Вт/м2К
23. Коэффициенттеплоотдачи
/> (4.28)
/>Вт/м2К
24. Площадьтеплопередающей поверхности
/> (4.29)
/>м2
25. Определим общееколичество труб
/> (4.30)
/>штук
26. Количество продольныхрядов труб в пучке
/> (4.31)
/>штук
Принимаем />
27. Определяем фронтальнуюповерхность для прохода газа
/> (4.32)
/>м2
28. Площадьтеплопередающей поверхности первого ряда труб
/> (4.33)
/>м2
29. Отношение теплопередающейповерхности к фронтальной
/> (4.34)
/>
Аналогично можнорассчитать первую, вторую и третью ступень охлаждения при различной температуреокружающей среды. Температура воздуха на входе в охладитель, при различнойтемпературе окружающей среды взята из таблицы 4.1.
Результаты расчетасведены в таблицу 4.2.
Таблица 4.2. Результатырасчёта системы охлаждения
to.c.,°C
/>
/>
/>
/>
/>, кг/с
/>, м2 1 ступень охлаждения 15 126 25 20 40 6,2 103,1 20 133 30 25 40 8,4 104,9 25 140 35 30 40 12,8 107,2 30 147 35 35 40 26,1 109,2 2 ступень охлаждения 15 109 25 20 40 5,1 85,6 20 116 30 25 40 6,9 87,6 25 122 35 30 40 10,6 88,8 30 149 40 35 40 26,6 89,8 3 ступень охлаждения 15 88 25 20 40 3,8 64,3 20 94 30 25 40 5,2 65,2 25 100 35 30 40 7,9 66,3 30 106 40 35 40 16,1 67,2
Графическое изменениеплощади теплопередающей поверхности при изменении to.с. показано на рис.4.5.
/>
Рис.4.5. Графикзависимости F=f(to.c.)
5. ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫ
НА ПАРАМЕТРЫ СИСТЕМЫОХЛАЖДЕНИЯ КОМПРЕССОРА
Выбрав по таблице 4.2.один из режимов работы системы охлаждения, например, если расход воды поступеням равен соответственно G1 = 6.2 кг/с, G2 = 5.1 кг/с, G3 = 3.8кг/с (расход воды в системеохлаждения рассчитанный при to.c.=15°C), можно оценить изменениетемпературы воздуха на выходе из газоохладителя, для данной системы, приизменении температуры окружающей среды.
Уравнение тепловогобаланса для воздухоохладителя выглядит следующим образом
/>, (5.1)
где /> - количество теплоты,отданное воздухом в воздухоохладителе; /> -количество теплоты, перешедшее воде; /> -коэффициент тепловых потерь (можно принять равным 1).
Уравнение (5.1.) можнопереписать в виде
/>, (5.2)
Где />= 10,15 кг/с — расходвоздуха в КУ; /> - расход воды в i-й ступени охлаждения.
Из выражения (5.2.)
/> (5.3)
Расчёт температурывоздуха на выходе из газоохладителя по уравнению (5.3.) сведём в таблицу 5.1.
Таблица 5.1. Влияниетемпературы окружающей среды на параметры системы охлаждения
/>
/>
/>
/>
/>
/> 1 ступень охлаждения 15 6,2 20 40 126 25 20 25 40 133 57 25 30 40 140 90 30 35 40 147 122 2 ступень охлаждения 15 5,1 20 40 109 25 20 25 40 116 53 25 30 40 122 80 30 35 40 149 107 3 ступень охлаждения 15 3,8 20 40 88 25 20 25 40 94 47 25 30 40 100 68 30 35 40 106 90
Графически изменениетемпературы воздуха на выходе из компрессора при изменении to.с. при постоянном расходе воды в системеохлаждения показано на рис.5.1.
/>
Рис. 5.1. Графикзависимости tвых=f(to.c.)
Зная температуру воздухана выходе из газоохладителя и, следовательно, на входе в последующую ступеньсжатия в компрессоре по формулам (4.1), (4.2), (4.3) можно найти работу и мощностькомпрессора при различной температуре окружающей среды.
Результаты расчётасведены в таблицу 5.2.
Таблица 5.2. Результатырасчёта мощности компрессора при изменении температуры окружающей среды
to.c.,°C
l1, Дж/кг
l2, Дж/кг
l3, Дж/кг
1k, Дж/кг
Nk, кДж/кг 15 117871 85983 64496 268350 1406 20 130529 94062 69258 293849 1540 25 143582 101852 73803 319237 1673 30 156239 109643 78564 344446 1805
Графически изменениемощности компрессора при изменении to.с. показано на рис.5.2.
/>
Рис.5.2. Графикзависимости NK = f(to.с.)
6. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙАНАЛИЗ ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТИ
УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОТЫ СЖАТИЯ
Рассмотрим в началетехнико-экономические вопросы теплофикации, использующей теплоту сжатия.Сопоставление энергии, потребляемой стационарными КУ, с затратами натеплоснабжение промышленных зданий и сооружений показывает, что использованиедля этих целей теплоты сжатия позволило бы сократить расход топлива наотопление на 15-20%. Учитывая, что расход условного топлива на отоплениепромышленных зданий достигает приблизительно 100 млн.т. в год, снижение его на5% принесло бы ощутимый эффект [1].
Теплоснабжение за счёттеплоты сжатия реализуется по схеме охлаждения КУ промежуточным теплоносителемв закрытом контуре с теплообменниками-утилизаторами. Такими теплообменникамимогут служить батареи водяного отопления. Одним из достоинств предлагаемогорешения является возможность передачи теплоты с жидким теплоносителем на значительныерасстояния. Другое достоинство данной схемы — простота регулирования отопленияв зависимости от температуры воздуха: тепловые потоки легко перераспределяютсямежду батареями отопления и АВО.
Ежегодно на отопление ивентиляцию одного кубического метра здания расходуется в среднем приблизительно250 МДж теплоты. Типовая КС из шести компрессоров К-500-61-1 или К-500-61-5(при пяти постоянно работающих машинах) может отапливать в зимнее время 600тыс.м3 зданий при средней продолжительности отопительного сезона 210дней. Всё это позволит сэкономить 150000ГДж теплоты. Большего эффекта можнодостичь включением в систему теплофикации парников и теплиц, особенно дляцентральных и северных районов России.
Другим способомтеплоснабжения промышленных зданий является подогрев воздуха, подаваемого впомещение приточной вентиляцией. В этом случае целесообразно утилизироватьтеплоту в системе непосредственного воздушного охлаждения КУ. В холодное времягода можно отключать группу вентиляторов газоохладителей, используя для подачивоздуха центробежные вентиляторы приточной вентиляции. Основной недостатоктакого способа утилизации — заметные потери теплоты и давления в воздушныхкоммуникациях пи передаче теплоты на значительные расстояния.
Попытки компенсации этихпотерь установкой дополнительных вентиляторов и изоляцией воздуховодов сведётна нет эффект утилизации. Поэтому передача теплоты воздуху в АВО компрессоровнаиболее целесообразна для отопления самих компрессорных станций. В отдельныхслучаях такая утилизация может дать существенный эффект. Так, на КС с газовымикомпрессорами для предотвращения загазованности устанавливается высокаякратность циркуляции воздуха через приточно-вытяжную вентиляцию. На подогревприточного воздуха в этом случае тратят много энергии. Например, нагазоохладительных станциях для заправки автомобилей газом (АГНКС) более двухтретей всего объёма теплоснабжения расходуется на подогрев воздуха. Даже пиналичии вблизи АГНКС посторонних источников теплоснабжения его стоимостьсоставляет около 20% стоимости полного энергопотребления станции. Учитываямасштабы строительства АГНКС, можно предполагать, что сокращение этой статьирасходов на 2/3, несомненно, принесёт значительный эффект.
При расположении АГНКСвдали от существующих источников теплоснабжения необходимо строить иобслуживать собственную котельную, что значительно увеличивает затраты наАГНКС. В этом случае особенно важным ставится утилизация теплоты сжатия,обеспечивающая 2/3 теплоснабжения станции. Оставшуюся часть можнокомпенсировать электрообогревом, что при относительно не большомэнергопотреблении более целесообразно, чем строительство и эксплуатациякотельных.
Теплофикация КС теплотойсжатия в комбинации с компенсирующим электрообогревом будет эффективнапрактически во всех случаях временно использования КС на промышленныхпредприятиях (например, на строительстве, в газонефте добыче). Целесообразностьутилизации теплоты сжатия КС для нужд теплофикации должна рассматриваться вкаждом конкретном случае в зависимости от мощности компрессоров, близостипроизводственных помещений, климатической зоны и т.д.
Попытаемся оценитьнеобходимое снижение годовых эксплуатационных издержек, которое оправдало бытакое сильное увеличение капитальных вложений [1].
Пусть П1=Э1+Е·К1 характеризуетпеременные составляющие приведенных затрат на компрессор без утилизации теплотысжатия, а
П2=Э2+Е·К2 — накомпрессор с утилизацией.
Уменьшение приведенныхзатрат ∆П=П1-П2 можно выразить через уменьшение эксплуатационных издержек∆Э=Э1-Э2 и увеличение капитальных вложений
∆К=К2-К1; ∆П=∆Э-Е·∆К(6.1)
Утилизация рациональна,если ∆П > 0 или
∆Э>Е-∆К (6.2)
Далее учтём переменныесоставляющие приведенных затрат при включении в систему охлажденияутилизирующего устройства. Будем считать, что стоимости компрессора,компрессорной станции, вентиляторов и потребляемой компрессором энергии неизменяются. Тогда в структуру приведенных затрат попадают лишь стоимостиаппаратуры, устройства, вырабатывающего энергию высокого потенциала,выработанной энергии и энергии, потребляемой вентиляторами.
Полученная оценкаограниченна введенными допущениями, принятыми ценами на электроэнергию и нааппаратуру, не учитывая сезонных колебаний температуры охлаждающего воздуха,переменных режимов работы компрессорной установки и т.д. Вместе с тем порядокнижнего предела КПД трансформации теплоты сжатия по выражению (6.2.) позволяетуже на стадии обсуждения идей и методов утилизации дать обоснованныерекомендации дальнейших разработок.
В завершение следуетрассмотреть вопрос о возможных потребителях вырабатываемой высокопотенциальнойэнергии. Поскольку конструктивные особенности компрессоров делают практическиневозможным возврат энергии на вал компрессора, то вероятными решениямиявляются выработка электроэнергии, неглубокого холода, повышение давления маслав дополнительной маслосистеме для реализации гидропривода вспомогательныхмеханизмов.
Основным потребителемэлектроэнергии на компрессорных станциях с электроприводом установок являютсясами компрессоры. Крупные поршневые и турбокомпрессоры обычно имеют привод отэлектродвигателей с напряжением 6-10 кВ. Средние и мелкие компрессоры — 380В.Энергию низкого напряжения потребляют также вспомогательные механизмы иустановки: насосы маслосистем и циркуляционных контуров, вентиляторы АВО, системыуправления и сигнализации, осветительная арматура, системы осушки воздуха (прииспользовании в них холодильных машин), мостовой кран, вентиляция. Так какмощность постоянно работающих устройств, обеспечивающих работоспособностькомпрессорных установок (вентиляторы АВО, циркуляционные и масляные насосы), непревышают 4% потребляемой компрессором мощности, с учётом КПД электрическихпреобразователей можно считать, что вспомогательное оборудование компрессорнойстанции будет полностью обеспечено электроэнергии, выработанной при утилизациитеплоты. Однако следует учитывать, что на пути возврата электроэнергии внизковольтную сеть могут возникнуть трудности в подборе стандартногоэлектрического оборудования. Работа на нерасчётных режимах приведёт к снижениюего КПД и всего эффекта утилизации. А разработка и освоение нестандартногооборудования (в дополнение к утилизирующему устройству) вообще может сделатьнерациональным весь подход. В связи с этим представляет интерес использованиеэнергии высокого потенциала для создания давления масла или иной жидкости всистеме гидропривода всех вспомогательных механизмов компрессорной установки.
Наконец, потребностькомпрессорной станции в дешёвом неглубоком холоде может оказаться решающей привыборе пути утилизации теплоты сжатия. Уменьшение недоохлаждения воздуха вжаркое время года или даже охлаждение ниже температуры окружающей средыпозволит снизить потребляемую мощность. Тем самым возникает опосредованныйэффект возврата энергии высокого потенциала. Кроме того, некоторые производстватребуют тщательной осушки сжатого воздуха. Использование холодильных машин дляэтой цели с приводов от внешних источников энергии удорожает сжатый воздух.Выработка неглубокого холода на основе утилизации теплоты сжатия позволила быснизить себестоимость продукции [1].
Таким образом, вбольшинстве случаев компрессорная станция является хорошим объектом дляиспользования любого полезного эффекта, возникающего на основе утилизациитеплоты сжатия.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
По результатампроведенных расчётов были построены графики, показывающие зависимостьпараметров КУ при изменении температуры окружающей среды. Анализируя этизависимости можно сделать выводы о работе КУ при переменных условиях окружающейсреды.
При увеличениитемпературы окружающей среды увеличивается температура воздуха на выходе изступени компрессора (рис.4.1).
При увеличениитемпературы окружающей среды увеличивается расход хладагента в системеохлаждения, а площадь теплообмена остаётся приблизительно постоянной (рис.4.5).
При постоянном расходеводы в системе охлаждения и изменяющейся температуре окружающей средыувеличивается температура воздуха на выходе из ступени охлаждения. Изменениепараметров воздуха на выходе из одной ступени вызывает изменение параметров впоследующих ступенях охлаждения (рис.5.1.), а соответственно и увеличениетемпературы воздуха на выходе из компрессорной установки. Это в свою очередьвызывает увеличение работы и мощности компрессора (рис.5.2).
охлаждениекомпрессорный мощность теплообменник
Списоклитературы
1. БерманЯ.А., Маньковский О.Н., и др. Системы охлаждения компрессорных установок. Л.:Машиностроение, 2004г.
2. Отраслевойкаталог. Центробежные компрессорные машины и приводные турбины к ним. М.:Машиностроение, 2007г.
3. Справочникпо теплофизическим свойствам газов и жидкостей. М.: Наука, 1972г.
4. БакластовА.Н. Промышленные тепломассообменные процессы и установки. М.: Энергоиздат, 2006г.
5. РисВ.Ф. Центробежные компрессорные машины. М.: Машиностроение, 1982г.