Козина Л.Н. Расчет и проектирование воздухоохладителя компрессора (методическое руководство) - файл n1.doc

приобрести
Козина Л.Н. Расчет и проектирование воздухоохладителя компрессора (методическое руководство)
скачать (819 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc819kb.18.09.2012 17:32скачать

n1.doc



МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Тольяттинский государственный университет Кафедра «Теплотехника и гидравлика»

Козина Л.Н., Никишева С.Г.

МЕТОДИЧЕСКОЕ РУКОВОДСТВО

к курсовой работе по дисциплине «Теплотехника»

для студентов специальности АиТ, ДВС, ХТО, ТГВ, ВиВ , ИЭ, МАХП.

«РАСЧЁТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЯ КОМПРЕССОРА»

Тольятти, 2004 г.


МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Тольяттинский государственный университет Кафедра «Теплотехника и гидравлика»

Козина Л.Н., Никишева С.Г.

МЕТОДИЧЕСКОЕ РУКОВОДСТВО

к курсовой работе по дисциплине «Теплотехника»

для студентов специальности АиТ , ДВС, ХТО.

«РАСЧЁТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЯ КОМПРЕССОРА»

Часть 1. РАСЧЕТ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
Задание
Провести реконструкцию компрессорной установки с заменой одно­ступенчатого компрессора многоступенчатым. Рассчитать характеристики компрессорной установки до, и после реконструкции и дать оценку эффек­тивности последней.

Исходные данные



Производи-

Давление

Давление

Темпер.

Показатель

Допустимое

Вари-

тельность

на всас.

нагнет.

всасыв.

политропы

повыш.

анта

установки G, кг/с

P1 ,МПа

р2 , МПа

t1 oC

сжатия n

т-ры t, oC

1

0.1

0.1

6

30

1.25

180

2

0.2

0.1

7

25

1.26

181

3

0.3

0.1

8

30

1.27

182

4

0.4

0.1

9

25

1.28

183

5

0.5

0.1

10

30

1.29

184

6

0.6

0.1

11

25

1.30

185

7

0.7

0.1

12

30

1.31

186

8

0.8

0.1

13

25

1.32

187

9

0.9

0.1

14

30

1.33

188

10

1.0

0.1

15

25

1.34

189

11

1.1

0.1

16

30

1.35

190

12

1.2

0.1

17

25

1.36

191

13

1.3

0.1

18

30

1.37

192

14

1.4

0.1

6

25

1.38

193

15

1.5

0.1

7

30

1.25

180

16

1.6

0.1

8

25

1.26

181

17

1.7

0.1

9

30

1.27

182

18

1.8

0.1

10

25

1.28

183

19

1.9

0.1

11

30

1.29

184

20

2.0

0.1

12

25

1.30

185

21

2.1

0.1

13

30

1.31

186

22

2.2

0.1

14

25

1.32

187

23

2.3

0.1

15

30

1.33

188

24

2.4

0.1

16

25

1.34

189

25

2.5

0.1

17

30

1.35

190

Общие сведения
Компрессорами называются машины, предназначенные для нагнетания газа. Сжатый воздух как энергоноситель используется во многих производст­вах для привода пневмоинструмента (шлифмашинок, трамбовок, вибраторов, отбойных молотков и т.д.) для привода станков и агрегатов (пневмоподъёмников, пневматических прессов и молотов и т.п), для пневмотранспортировки сыпучих материалов и перекачки газа по магистральным газопроводам, а также для подачи воздуха в камеры сгорания различных силовых установок. По принципу действия различают поршневые



компрессоры, центробежные компрессоры, и турбокомпрессоры.
Поршневые компрессоры отличаются периодичностью (цикличностью) действия при возвратно-поступательном движении поршня 2 в цилиндре 1 (рис 1).

Цикл одноступенчатого компрессора состоит из процесса всасывания воздуха (или газа) через открытый впускной клапан 3 при движении поршня вправо (изобарный процесс 0-1), сжатия газа при обратном ходе поршня и закрытых клапанах (политропный процесс 1-2) и вытеснения сжатого газа в напорную магистраль через открытый выпускной клапан 4 при дальнейшем движении поршня влево (изобарный процесс 2-3). В реальных компрессорах между поршнем и головкой цилиндра с расположенными в нём клапанами остаётся некоторое «вредное пространство»

V0 -Невытесненный воздух при движении поршня вправо (адиабатический процесс 3-4), и всасывание новой порции воздуха начинается только от точки 4

Это уменьшает подачу компрессора и учитывается объемным КПД ?V = (V1V0 )/ V1 <1. С увеличение давления нагнетания (линия 2-3 ) влияние вредного объёма усиливается и объёмный КПД уменьшается. Поэтому суще­ствует ограничение на степень повышения давления в одной ступени ком­прессора.
Другое ограничение на степень повышения давления в одной сту­пени возникает по условиям надёжной работы смазки поршня, которая может коксоваться или даже самовозгораться при чрезмерном повышении темпера­туры воздуха при сжатии. Последнее ограничение особенно важно для ком­прессоров, рассчитанных на высокие давления нагнетания (свыше 0,5 МПа), и вынуждает переходить на многоступенчатое сжатие с промежуточным ох­лаждением воздуха. Увеличение капиталовложений в компрессорную уста­новку компенсируется при этом повышением её надёжности и снижением потребляемой мощности. Дело в том, что техническая работа LT , затрачивае­мая на нагнетание воздуха и выражаемая в диаграмме V-p (рис.2 в) площа­дью левее процесса сжатия 1-2, зависит от характера этого процесса.
При изотермическом сжатии (процесс 1-2) работа сжатия минимальна, при адиа­батическом (процесс 1-2) максимальна. Охлаждая цилиндр в процессе сжатия, можно несколько приблизиться к изотермическому сжатию и уменьшить ра­боту сжатия. Однако ввиду небольшой поверхности охлаждения цилиндра обеспечить изотермическое сжатие практически невозможно. Поэтому для уменьшения работы сжатия обычно применяют многоступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением воздуха в специальных теплообменниках-охладителях, устанавливаемых на выходе каждой ступени компрессора. Схе­ма установки с трехступенчатым сжатием и V-p диаграмма этого процесса


Как следует из рисунка и диаграммы, процесс сжатия при этом разбивает­ся на 3 участка 1 -а, b-с и d-e, причём после каждой ступени сжатия воздух охлаждается изобарно в соответствующем охладителе (процессы a-b, c-d и е-2). В результате ступенчатый процесс l-a, b-c и d-e-2' Удаётся приблизить к изотерме 1-2' И тем самым уменьшить работу сжатия на величину заштрихованной площадки.

В задачу настоящей работы входит расчёт компрессорной установки по­сле её реконструкции и анализа эффективности этого мероприятия по таким показателям, как изотермический и объёмный КПД компрессора, а также удельный расход электроэнергии на выработку 1 м3 сжатого воздуха.

Порядок расчёта.
1. Выбор числа ступеней компрессора

1.1. Для определения минимально допустимого (по условиям работы смаз­ки) числа ступеней сжатия предварительно оценивается температура в конце одноступенчатого сжатия воздуха (из соотношения параметров в политропном процессе):



1.2. Эта температура сравнивается с допустимой температурой в конце процесса сжатия:




1.3. Основываясь на соотношении температур в политропном процессе (1.1), определяется допустимая степень повышения давления в каждой ступени компрессора:


1.4. Минимально допустимое число ступеней сжатия оценивается из со­отношения



1.5. При получении дробного числа ступеней сжатия определяют фактическое число ступеней z путём округления Zд до ближайшего большего целочисленного значения (чтобы температура в конце процесса сжатия не превысила допустимую):

z > Zд (1.5)


1.5. После выбора числа ступеней сжатия приводиться схема компрессорной установки (рис2) и находиться фактическая степень повышения давления в каждой ступени компрессора:



Во всех дальнейших расчётах используется фактическая степень повыше­ния давл. ?.


2. Нахождение параметров воздуха в ступенях компрессора.




воздуха



Здесь ?=28,96 кг/моль - молекулярная масса воздуха
2.2 Абсолютная температура воздуха на входе в ступени компрессора на­ходиться из условия охлаждения воздуха в промежуточных холодильниках до начальной температуры



2.3 1емпература воздуха на выходе из ступеней компрессора находиться из условия равного распределения степени повышения давления ? по ступеням:



2.4 Давление воздуха на входе во 2-ю ступень компрессора



2.5 Давление воздуха на входе в 3-ю ступень и т.д.



2.6 Удельные объёмы воздуха в характерных точках цикла опредиляются из уравнения Клапейрона по известным температурам и давлениям в них.


После определения указанных параметров строится V- p диаграмма процесса сжатия в компрессоре в удобном для анализа масштабе.


3. Определение теплосъёма в цилиндрах и охладителях компрессора

определяется выражением:




3.1 Теплота Qx отводимая в промежуточном охладителе компрессора,

Предварительно по таблицам термодинамических свойств воздуха нахо­диться его средняя изобарная теплоёмкость Cp в диапазоне температур Т12, КДж/кг.К. Ввиду слабой зависимости теплоёмкости воздуха от температуры в этом диапазоне можно принять Cp =1.006 КДж/кг.К


3.2 Для вычисления теплоты, отводимой в охлаждающих рубашках ци­линдров компрессора, необходимо знание политропной теплоёмкости воздуха:

Предварительно по уравнению Майера Сpv=R находиться изохорная теплоёмкость воздуха

Сv = Сp - R КДж/кг.К (3.2)


а затем - коэффициент Пуассона

K= Сp / Сv (3.3)


3.3 Для построения в дальнейшем диаграммы охлаждения воздуха в S-T координатах необходимо также предварительно вычислить энтропию в характерных точках цикла по выражению:








Здесь Т0=1К, р0=О.1 МПа - параметры, принимаемые за нуль отсчёта энтропии.

После нахождения энтроп строится ( в удобном масштабе) S-T диаграмма процесса многоступенчатого сжатия с обозначением на ней теплот QЦ, QХ отведённых в цилиндрах и охладителях Теплота, отводимая в цилиндрах, находиться по выражению:

QЦ=cnG(Ta-T1) кВт (3.5)



4. Вычисление потребляемой компрессором мощности
4.1 Удельная техническая работа изотермического сжатия воздуха нахо­диться по выражению



4.2 Удельная техническая работа политропного сжатия






4.3 Удельная техническая работа одноступенчатого сжатия





5. Сравнение показателей эффективности компрессоров
5.1 Изотермический КПД одноступенчатого компрессора определяется
отношением

?из = IизT / InT < 1 (5.1)

5.2 То же многоступенчатого компрессора

?из = IизT / InT < 1 (5.2)

5.3 Объёмный КПД одноступенчатого компрессора

?v = 1-? {(p2/p1)1/n -1} (5.3)
где ? - доля вредного пространства под крышкой цилиндра, которую
можно принять равной 0.02 0.01
5.4 То же многоступенчатого компрессора

?v = 1-? {(?z)1/n -1} (5.4)
5.5 Удельный расход электроэнергии на получение 1м3 воздуха при одноступенчатом сжатии:
Э’=I1T/V1 КДж/м3 (5.5)

5.6 То же при многоступенчатом сжатии

Э=I1T/V1 КДж/м3 (5.6)

5.7 Снижение расхода электроэнергии на привод компрессора
(Э’-Э)/Э’ * 100% (5.7)

Часть 2. РАСЧЕТ ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЯ
Задание
Произвести тепловой и конструктивный расчет промежуточного охладителя многоступенчатого компрессора, на основании данных термодинамического расчета процесса многоступенчатого сжатия воздуха (предыдущего задания). Дать эскиз теплообменника (на листе А4).
Исходные данные

  1. Расход воздуха Gb (из варианта задания по компрессорам).

  2. Номер охладителя - 1-й.

  3. Температура воздуха на входе в охладитель tB’ = ТА- 273.15 (по данным расчета компрессора).

  4. Температура охлажденного воздуха tB” = 24° С.

  5. Давление воздуха в охладителе р, МПа (из расчета компрессора).

  6. Температура охлаждающей воды tж’= 15° С.



РЕКОМЕНДАЦИИ К ТЕПЛОВОМУ РАСЧЕТУ
1. Выбор прототипа теплообменника.

Промежуточные воздухоохладители многоступенчатых компрессоров предназначены для улучшения условий работы их смазки (предотвращения ее коксования и воспламенения) и для снижения потребляемой компрессором мощности. Их расчет и конструирование рекомендуется начинать с выбора типа теплообменника (рекуперативный, регенеративный, смесительный); конфигурации поверхности теплообмена (трубчатый, пластинчатый, сотовый и т.п.); схемы движения теплоносителей (прямоток, противоток, перекрестный и смешанный ток); характера обтекания поверхности теплообмена (внешнее или внутреннее, продольное или поперечное) и компоновки аппарата (вертикальная, горизонтальная).

При этом рекомендуется руководствоваться следующими соображениями. В аппаратах поверхностного типа (рекуперативных, регенеративных) передача тепла осуществляется с участием твердой стенки - поверхности теплообмена, в смесительных теплообменниках - при непосредственном контакте и смешении жидких, газообразных и порошкообразных тел. В рекуперативных аппаратах теплоносители одновременно омывают поверхность теплообмена с разных ее сторон и не смешиваются; в регенеративных аппаратах они попеременно омывают одну и ту же поверхность и при этом частично смешиваются. Для теплоносителей, имеющих повышенное давление, целесообразнее всего применять трубчатую конструкцию поверхности теплообмена. Для выравнивания коэффициентов теплоотдачи со стороны обоих теплоносителей рекомендуется применять оребрение трубок со стороны теплоносителя с ослабленным теплообменом. Из схем движения предпочтительнее противоток с поперечным обтеканием трубок со стороны теплоносителя с ослабленным теплообменом. Одна из распространенных конструкций аппаратов такого типа изображена на рис. 2. Она представляет собой кожухотрубный теплообменник рекуперативного типа с прямыми оребренными трубками (рис. 2). Ввиду значительного давления воздуха в корпусе аппарата последний выполнен цилиндрическим и снабжен крышкой, которая крепится к корпусу с помощью фланцев и патрубками для подвода воды. Концы трубок заделаны в две трубные доски, одна из которых неподвижная (зажатая между фланцев), а другая - подвижная, закрытая "плавающей крышкой" для обеспечения возможности термического расширения аппарата при его прогреве и остывании. Для улучшения теплоотдачи со стороны воздуха трубки оребрены. Чтобы облегчить установку перегородок по воздуху, предназначенных для обеспечения заданной скорости воздуха, оребрение выполнено сплошным (в виде пластин, надетых на трубки теплообменника). Многоходовое движение воздуха обеспечивается перекрытием зазора между пластинами оребрения и корпусом аппарата в местах, не предназначенных для перетока воздуха. Патрубки для подвода и отвода размещены на цилиндрическом корпусе аппарата с противоположных концов его и снабжены гильзами для термометров. Такой охладитель размещается обычно в непосредственной близости к цилиндрам компрессора для уменьшения потерь давления в нем и компонуется горизонтально или вертикально.


2. Расчет теплопроизводительности и расхода охлаждающей воды.
2.1 Расчет теплопроизводительности аппарата.
Обычно при конструкторском расчете теплопроизводительность аппарата Q задается или может быть определена на основании исходных данных. В рассматриваемом случае она определятся расчетом компрессорной установки (как теплосъем в холодильниках компрессора, отнесенный к одному охладителю) и может быть также найдена по выражению
Q = GвCрв(tв’- tв”) (1)
где Cрв, кДж/кг.град. - средняя изобарная теплоемкость воздуха в интервале температур tв”- tв’, определяется из таблицы «Теплофизические свойства сухого воздуха» (табл. 2).

2.2 Определение расхода охлаждающей воды.
Расход воды определяется по формуле:

Gж= Q/( Cрж(tж’- tж”))*?T, кг (2)

где tж’- температура воды на выходе из теплообменника. Обычно ее принимают на 5...8 0С ниже самой низкой температуры воздуха, чтобы его охлаждение осуществлялось по всей поверхности теплообмена,

Cрж - средняя изобарная теплоемкость воды в интервале температур tж’- tж”. Она определяется по таблицам теплофизических свойств воды (табл. 1), ?T - КПД теплообменника, который учитывает потери тепла неизолированными поверхностями в окружающую среду. Он принимается порядка 0.9.. .0.95.

3.Расчет коэффициента теплоотдачи со стороны воды.
На теплообмен при движении жидкости в трубах оказывают влияние режим ее движения, теплофизические свойства жидкости, а также (в небольшой степени) направление теплового потока и длина трубы. Обычно зависимость коэффициента теплоотдачи от этих факторов представляется экспериментатором в обобщенном (критериальном виде). Для каждого вида теплообмена в справочной литературе приводятся критериальные формулы, применимые к различным конкретным случаям. Так для течения жидкости в трубах при турбулентном режиме рекомендуется уравнение:

Nuж,d = 0.021 Reж,d0.8 Prж0.43єq ?1 (3)
где Nuж,d -критерий теплоотдачи Нуссельта, характеризующий эффективность

теплоотдачи; Re - критерий Рейнольдса, характеризующий режим вынужденного движения; Рг - критерий Прандля, характеризующий теплофизические свойства теплоносителя (жидкости); єq , ?1, - поправки на направление теплового потока и на длину трубы. Нижние индексы при критериях подобия указывают определяющий размер тела (в частности, d - диаметр трубы со стороны теплоносителя) и определяющую температуру (в частности, "ж" означает, что все теплофизические свойства в уравнении (3) определяются при средней температуре жидкости в трубе).
Вычисление коэффициента теплоотдачи производится в следующем порядке.

3.1 Находится определяющая (средняя) температура жидкости в трубе
tср = (tж”+tж’)/2 (4)
3.2 По этой температуре находятся необходимые для расчета теплофизические
свойства жидкости - ее плотность рж, кг/м3; коэффициент теплопроводности ?ж, Вт/м.град.; коэффициент кинематической вязкости vж , м /с и число Прандтля Рrж

(табл. 1).

3.3 Выбирается скорость движения воды в трубах WЖ (обычно 0.5... 1.5 м/с, но не свыше 2 м/с во избежание эрозии труб).

3.4 Выбирается диаметр трубок аппарата, ориентируясь на выпускаемые
отечественной промышленностью сортаменты труб 12/14; 13/15; 14/16; 15/17; 16/18; 17/19; 18/20 и т.д. (в числителе указан внутренний диаметр труб dB, мм, в знаменателе - наружный диаметр dH).
3.5 Вычисляется безразмерный критерий Рейнольдса
Reж,d = wжdв/vж (5)

По найденному значению числа Рейнольдса устанавливается режим движения жидкости в трубах (>10000 - режим турбулентный; <2300 - режим ламинарный; 2300 3.6 Для вычисления поправки на направление теплового потока (к трубе или от трубы)
єq, учитывающей переменность теплофизических свойств жидкости по сечению

трубы, необходимо предварительно задаться температурой стенки трубы tc (обычно она на несколько градусов выше температуры воды). Затем по тем же таблицам теплофизических свойств воды находится число Прандтля воды при температуре стенки Рrc. Поправка вычисляется по формуле:
єq =( Prж / Prc)0.25 (6)
3.7 Поправка на длину трубы ?1, учитывающая относительно малую толщину
пограничного слоя на начальном участке трубы длиной L, вводится для сравнительно коротких труб (L/d<50). В этом случае она вычисляется по формуле:
?1=0.86+0.9(dB/l)0.4 (7)
В первом приближении ее можно принять равным единице.

  1. Вычисляется число Нуссельта. Формула выбирается по табл. 4.

  2. По известному числу Нуссельта находится коэффициент теплоотдачи


?ж = Nu?Ж/dB ,Вт/м2град (8)

4. Вычисление коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха.
Коэффициенты теплоотдачи со стороны воздуха обычно намного меньше, чем со стороны воды. Поэтому для выравнивания условий теплоотдачи со стороны обоих теплоносителей часто применяется оребрение поверхности со стороны воздуха, что позволяет в несколько раз увеличить поверхность теплообмена. В этом случае расчет целесообразно начать с выбора параметров оребрения - высоты ребер h и шага между ребрами (поперек потока воздуха) b. Для труб с хорошо развитым оребрением расположение труб в пучке (шахматное или коридорное) не имеет столь существенного значения, как для гладких труб. При сплошном оребрении проще в изготовлении коридорные пучки с одинаковыми шагами поперек потока воздуха S1 и по ходу воздуха S2. Это эквивалентно применению квадратных ребер с высотой ребра h=S1/2, м. Расстояние между ребрами (шаг ребер) рекомендуется выбирать в пределах b=(0.25...0.5)dH. Степень оребрения поверхности (т.е. отношение оребренной поверхности к гладкой) при этом может быть найдена из выражения

?p=1+[(dн+2h)2-dH2]/2bdH (9)

4.1 Выбирается тип пучка: коридорный или шахматный.

Предварительно задаются шагами между трубками (ориентировочно S1=S2=(1.5...2.5)dн), высотой h и шагом оребрения b. Вычисляется степень оребрения ?p по формуле (9).
4.2 Находится определяющая (средняя) температура воздуха
tB=(tB’+tB”)/2,°C (10)

  1. По определяющей температуре воздуха tB по табл.2 выбираются теплофизические свойства: плотность рв, кг/м3; ?в - коэффициент теплопроводности; vB - коэффициент кинематической вязкости.

  2. Выбирается скорость движения воздуха (обычно 8... 16 м/с).

  3. Вычисляется критерий Рейнольдса

Reв.d =wBdH/vB (11)

и определяется режим движения воздуха.

  1. Выбирается критериальное уравнение для расчета теплоотдачи при поперечном обтекании пучка оребренных труб (по табл. 4).

  2. Вычисляется поправка єs, которая учитывает плотность пучка. Она определяется по выражению


єs = (S2/dH)-0.15- для коридорного пучка; (12)

єs = 1.12, при S1/S2 >2 - для шахматного пучка (13)

5. Вычисление коэффициента теплопередачи.
Приступая к вычислению коэффициента теплопередачи в теплообменнике, необходимо, прежде всего, выбрать материал трубок (табл. 3) и для него найти коэффициент теплопроводности материала стенки ?c, Вт/м.град. Затем

необходимо определить толщину стенок ? = (dH-dB)/2, м. Предварительно необходимо также оценить КПД ребра из приближенного соотношения
?p = 1-0.05?p (14)
Коэффициент теплопередачи оребренных труб с достаточной точностью может быть найден по более простой и наглядной формуле для плоской ребристой стенки:

k = [1/?ж + ?с /? + 1/?в?p?p] -1 ,Вт/м (15)

Согласно этому выражению, коэффициент теплопередачи приближается к эффективному значению коэффициента теплоотдачи ребристой стенки ?эф = ?в?p?p, оставаясь меньше его.
6. Определение температурного напора.
Вычисление среднеинтегрального (среднелогарифмического) температурного напора в охладителе целесообразно предварительно осуществить для схемы противотока и лишь затем внести в него поправку ?1 < 1 на отклонение реальной

схемы движения от противотока. При этом рекомендуется вначале изобразить для наглядности схему противотока с указанием на ней фактических значений температур. Из схемы несложно убедиться, что максимальный температурный напор tм имеет место на горячем конце теплообменника и равен tB’ –tж", а наименьший температурный напор tM - на холодном его конце, где он равен

tB” –tж’.
Для противотока и прямотока среднелогарифмический температурный напор определяется по выражению

tcp=(tб-tM)/ln(tб/tM) (16)

С учетом поправки ?t = 0.9...0.94 на смешанный ток

t’ср=tср?t (17)



7. Вычисление поверхности теплообмена.
Тепловой расчет завершается определением расчетной поверхности теплообмена аппарата FT, м2 из уравнения теплопередачи:
Fm=Q/(kt'cp) (18)

КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ
Определение конструктивных характеристик воздухоохладителя целесообразно проводить в следующей последовательности.

1. «Живое сечение» для прохода воды Fж находится исходя из данного расхода
воды Gж, ее скорости Wж и ее плотности рж. Находим суммарное сечение трубок:

Fж=Gж/ рж Wж2 (19)

2. Это сечение определяет число трубок, объединяемых в один ход по воде:

n1 =4Fж/пdв2 (20)
Полученное значение округляют до ближайшего целочисленного значения.

3. Живое сечение для прохода воздуха определяется аналогично:

Fв=Gв/pbwb,m2 (21)

4. Затем прорабатываются два варианта компоновки аппарата с расположением труб 2 и 4 хода по воде (Zж=2;4) и общим числом трубок

no6=Zж n1 (22)

5. Длина труб в каждом варианте

L-Fm/?dHno6,m (23)

6. Диаметр трубного пучка в каждом варианте

D'=no60.5S2, m (24)

7. Расстояние между перегородками по воздуху

h = Fв/D'(l-dH/S2),m (25)

8. Если длина трубок теплообменника оказалась не кратной расстоянию между
перегородками h, ее округляют до ближайшего большего значения L’, кратного
h.Тем самым обеспечивается запас поверхности теплообмена на случай ее
загрязнения. Из двух вариантов компоновки (2-х и 4-х ходовой по воде) выбирают тот, в котором коэффициент запаса по поверхности

K3=Fm/Fm=L'/L (26)

ближе к оптимальному (1.2... 1.3), а сам аппарат компактнее.

После этого определяются остальные характеристики теплообменника:

9.Число ходов по воздуху

ZB = L'/h (27)

определяет расположение патрубков для подвода и отвода воздуха: при четном

числе ходов патрубки располагаются с одной стороны корпуса аппарата, при

нечетном- с разных сторон его.

10.Число перегородок по воздуху

k=ZB -1 (28)

  1. Диаметр корпуса D принимается несколько больше, чем диаметр трубного пучка

D > D’ + 2S2 ,м. (29)

  1. Диаметр подводящих патрубков для воздуха принимается ориентировочно равным

dn>Fb05,m (30)

По окончании расчета дается эскиз теплообменника с указанием на нем основных конструктивных характеристик, найденных выше (включая число перегородок по воде и воздуху, которое на единицу меньше соответствующего числа ходов). На эскизе допускается применение разрезов, вырывов, наложение сечений и вынос узлов для пояснения деталей конструкции без увеличения числа видов.







ВОПРОСЫ ДЛЯ САМОКОНТРОЛЯ


  • Какую цель преследовали вы при проведении реконструкции компрессорной установки?

  • Из каких соображений определили вы число ступеней компрессора?

  • Оправдано ли дальнейшее увеличение числа ступеней сжатия?

  • Какие показатели эффективности компрессорной установки вы знаете?

  • Что выражает изотермический КПД компрессорной установки?

  • Какой смысл объёмного КПД поршневого компрессора?

  • Существуют ли компрессоры с объёмным КПД равным единице?

  • В какой ступени компрессора влияние вредного объёма наиболее существенно?

  • На какой охладитель прикроете вы воду в первую очередь при нехватке воды?

  • Измениться ли производительность компрессора С при прекращении подачи воды на охладители?

  • Измениться ли потребляемая компрессором мощность при прекращении подачи воды?

  • В чём состоит опасность прекращения подачи воды?

  • Зависит ли ход или диаметр поршня компрессора от номера ступени?

  • Чем отличается техническая работа при сжатии газа 1сT от работы сжатия 1с?

  • Почему нельзя осуществить изотермическое сжатие в поршневых компрессорах?

  • Что означает отрицательная теплоёмкость газа в политропном процессе?

  • На сколько процентов удалось вам снизить расход электроэнергии при переходе на многоступенчатое сжатие?

  • Какие дальнейшие резервы повышение эффективности процесса нагнетания воздуха вы можете назвать?


ЛИТЕРАТУРА:

  1. Баскаков Л.П. Теплотехника-М: Энергоиздат. 1982.-с.56-58.

  2. Юдаев Б.Н. Техническая термодинамика и теплопередача. М: Высшая школа 1988.-С.120-1267

  3. Теплотехнический справочник ( под редакцией В.Н. Юренева), М: Энергия. 1976Ю-Т.1. Раздел 6

  4. Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача. М.: Энергия, 1965.

  5. Теплотехнический справочник / под редакцией Лебедева П.Д. М: Энергия, 1976. -Т.2.

  6. Григорьев В.А. Краткий справочник по теплообменным аппаратам. М.: Гоэнергоиздат, 1962.

  7. Краснощекое Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. М.: Энергия, 1969.





МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации