4.1 Расчет идеального процесса сжатия компрессора.

Расчитываем энергетические характеристики компрессора К-5500-42-1, обеспечивающего доменный цех сжатым воздухом при сжатии без потерь.

Характеристики данного компрессора приведены в таблице 1.2 данного расчета.

Производительность – 4360 м³/мин;

Давление всасывания — 0,0981 МПа;

Давление нагнетани – 0,51 МПа;

Потребляемая мощность – 17200 кВт;

Число ступеней по секциям – 2+2.

Р_н

Т

Р_вс

Р₂

2

4

Т₂

Т₁

1

3

5

S

Рис4.1 Диаграмма идеального процесса сжатия воздуха в компрессоре.

На T-S диаграмме (рис. ) показано изменение параметров рабочего тела при сжатии в компрессоре с промежуточным охлаждением. Характерные точки процесса представлены на указанном рисунке. Следует отметить, что давление в точке 1 равно давлению всасывания , то есть P₁=P_вс=0,0981 МПа, давление в точке 5 – давлению нагнетания P₅=Р_нг=0,51 МПа.

Суммарная степень сжатия компрессора:

_сум===5,199

Степень сжатия в каждой степени:

₁=₂==

Промежуточные давления определяются из соотношений =.

И учитывая, что охлаждение в теплообменниках происходит по изобаре Р=const, то давления Р₂=Р₃, Р₄=Р₅. Тогда промежуточные давления процесса сжатия:

Р₂=Р₃=Р₁=2,280,0981=0,224 МПа;

Р₄=Р₅=Р_нг=Р₂=2,280,224=0,51 МПа.

Работа идеального сжатия в одной секции ( в идеальном процессе работа в каждой секции одинакова):

Дж/кг

Суммарная работа компрессора:

L_=L_{s i}=278183,927=156367,854 Дж.

Плотность воздуха на всасе компрессора:

=кг/м³.

Массовый расход воздуха: G=V=кг/с.

Суммарная мощность идеального компрессора:

N_s=G L_=84,293156367,854=13180715,517 Вт=13180,716 кВт,

тогда разность между паспортной и полученной мощностями:

N=N-N_s=17200-13180,716=4019,284 кВт.

Изотермический КПД компрессора:

_{изот комп}=%.

4.2 Расчет реального процесса сжатия компрессора.

Р₄

Т₄

Р_вс

Р

2

2

4

Т₂

Т₃

3

5

Т₁

Р_н

1

Р₃

S

Рис.4.2 Диаграмма реального процесса сжатия воздуха в компрессоре.

Для сравнения рассчитаем энергетические характеристики реального процесса сжатия в компрессорею Разность температур в охладителях T_вод=Т^//_вод-Т^/_вод=50-25=25 ⁰С, если нагрев воды в каждом охладителе происходит на величину, равную 25 ⁰С, что позволяет охладить воздух до требуемой температуры перед входом в последующую секцию. Следует иметь ввиду, что геометрические размеры теплообменников отличаются между собой, поскольку параметры поступающего в них воздуха различны. Предположим, чо температура воздуха на выходе из охладителей на Т

охл = 15⁰С ниже температуры воды, подаваемой в аппарат (Т^/_вод = 25 ⁰С ). Обычно величина Т_охл лежит в пределах 1015 ⁰С и обуславливается особенностями и типом системы промежуточного охлаждения компрессора. Тогда определим температуру охлажденного воздуха Т₃=Т₅=Т^/_вод-Т_охл=25+15 = 40 ⁰С =313 К. Промежуточные давления аналогичны рассчитанным в идеальном процессе, то есть Р_вс=Р₁=0,0981 МПа, Р₂=0,224 МПа, Р₄=Р_нг=0,51 МПа. В таком случае степень сжатия в первой секции остается без изменений по сравнению с идеальным процессом:

_1д=и работа будет равна:

L_д1=Дж/кг.

Давление воздуха после охлаждения изменится на величину Р_{1 по}=0,025 МПа и станет равным:

Р₃=Р₂-Р_{1 по}=0,224-0,025=0,199 МПа.

Температура воды на входе в первый промежуточный теплообменник:

К,

где с_р – теплоемкость воздуха. По таблице 2.1 [1] находим C_р=1,005 кДж/(кгК).

Давление сжатого воздуха на выходе из второй секции турбокомпрессора Р₄=Р₅+Р_ко=0,51+0,02=0,53 МПа

Теперь рассмотрим процесс сжатия воздуха во второй секции компрессора. Степень сжатия определяется как отношение давлений (с учетом потерь давления при охлаждении воздуха):

_2д=и работа будет равна:

L_д2=123877,21 Дж/кг.

Температура на выходе сжатого воздуха в нагнетатн\ельный трубопровод (перед охлаждением в концевом охладителе):

440,241 К.

Суммарная работа сжатия:

L_д=L_{sд i}= L_д1+ L_д2=95346,252+123877,21=219223,462 Дж/кг.

Действительная мощность компрессора:

N_д=G L_д=84,293219223,462=16858600,243 Вт=16858,6 КВт,

тогда между паспортной и полученной мощностями равна:

N=N-N_д=17200-16858=341,4 кВт.

Удельный расход энергии на 1000 м³ для данного компрессора:

Э==64,444

.

Определим расход воды на каждую секцию компрессора. Так как сжатый воздух из компрессора далее поступает в доменную печь, то концевой охладитель не устанавливается, что бы воздух поступал в доменную печь уже нагретым. Таким образом необходимо рассчитать одни промежуточный охладитель.

Т^//_вод

Т^/_вод

1ПО

Т₃

Т₂

Рис.4.3 Расчетная схема ПО.

В первый промежуточный охладитель воздух поступает с температурой Т₂ и охлаждается до температуры Т₃.Расход воды равен:

G_{вод 1по}=кг/с.

Суммарный расход воды на компрессор :

G_{вод }= G_{вод 1по}=60,551 кг/с.

Параметры сжатого воздуха в характерных точках:

Точка 1: Р₁=Р_вс=0,0981 МПа, Т₁=Т_вс=293 К.

Точка 2: Р₂=0,224 МПа, Т₂=387,873 К.

Точка 3: Р₃=0,199 МПа, Т₃=313 К.

Точка 4: Р₄=0,53 МПа, Т₄=440,241 К.

Точка 5: Р₅=Р_нг=0,51 МПа, Т₅=313 К.

Эксергетический КПД компрессора равен:

_экс=

studfiles.net

Расчет компрессоров. Подбор компрессорного оборудования

Задача № 1. Вычисление величины вредного объема газа поршневого компрессора

Условия:

Поршень одноступенчатого одноцилиндрового компрессора одинарного действия имеет диаметр d = 200 мм, а ход поршня составляет s = 150 мм. Вал компрессора вращается со скоростью n = 120 об/мин. Воздух в компрессоре претерпевает сжатие от давления P1 = 0,1 мПа до P2 = 0,32 мПа. Производительность компрессора составляет Q = 0,5 м

3/мин. Принять показатель политропы m равным 1,3.

Задача:

Необходимо вычислить величину вредного объема газа в цилиндре Vвр.

Решение:

Сперва определим площадь сечения поршня F по формуле:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,2²)/4 = 0,0314 м²

Также определим объем Vп, описываемый поршнем за один ход:

V_п = F · s = 0,0314 · 0,15 = 0,00471 м³

Из формулы расчета производительности компрессора найдем значение коэффициента подачи λ (поскольку компрессор простого действия, то коэффициент z = 1):

Q = λ · z · F · s · n

λ = Q/(z · F · s · n) = 0,5/(1 · 0,0314 · 0,15 · 120) = 0,88

Теперь воспользуемся приближенной формулой расчета коэффициента подачи, чтобы найти объемный КПД насоса:

λ = λ₀ · (1,01 — 0,02·P₂/P₁)

λ₀ = λ / (1,01 — 0,02·P₂/P₁) = 0,88 / (1,01 — 0,02·0,32/0,1) = 0,93

Далее из формулы объемного КПД выразим и найдем величину вредного объема цилиндра:

λ₀ = 1 – с·[(P₂/P₁)^1/m-1]

где c = V_вр/V_п

V_вр = [(1-0,93) / ([0,32/0,1]^1/1,3-1)] · 0,00471 = 0,000228 м³

Итого получим, что вредный объем цилиндра составляет 0,000228 м³

Задача №2. Определение расхода и потребляемой мощности компрессорного оборудования

Условия:

Одноступенчатый двухцилиндровый компрессор двойного действия имеет поршни с диаметром d = 0,6 м, величина хода которых составляет s = 0,5 м, а величина вредного пространства с = 0,036. Вал компрессора вращается со скоростью n = 180 об/мин. Воздух при температуре t = 20⁰ в компрессоре претерпевает сжатие от давления P1 = 0,1 мПа, до P2 = 0,28 мПа. При расчетах принять показатель политропы m равным 1,2, а механический ηмех и адиабатический ηад КПД взять равными 0,95 и 0,85 соответственно.

Задача:

Необходимо определить расход Q и потребляемую мощность N компрессора.

Решение:

Вначале определим площадь поперечного сечения поршня F по формуле:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,6²)/4 = 0,2826 м²

Далее перед расчетом производительности компрессора необходимо найти коэффициент подачи, но сперва определим объемный КПД:

λ₀ = 1 – с·[(P₂/P₁)^1/m-1] = 1 — 0,036·[(0,28/0,1)^1/1,2-1] = 0,95

Зная объемный КПД, воспользуемся найденным значением и с его помощью определим величину коэффициента подачи по формуле:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02·P₂/P₁) = 0,95 · (1,01 – 0,02 · 0,28/0,1) = 0,91

Теперь подсчитаем производительность компрессора Q:

Q = λ · z · F · s · n

Поскольку компрессор двойного действия, то коэффициент z будет равен 2. Поскольку компрессор двухцилиндровый, то итоговое значение производительности необходимо также помножить на 2. Получим:

Q = 2 · λ · z · F · s · n = 2 · 0,91 · 2 · 0,2826 · 0,5 · 180 = 92,6 м³/мин

Массовый расход воздуха G будет равняться , где ρ – плотность воздуха, при данной температуре равная 1,189 кг/м³. Рассчитаем это значение:

G = Q · ρ = 92,6 · 1,189 = 44 кг/мин

Часовой расход будет равен

60·G = 60·44 = 2640 кг/час.

Чтобы рассчитать потребляемую мощность компрессора, предварительно необходимо вычислить величину работы, которая должна быть затрачена на сжатие газа. Для этого воспользуемся следующей формулой:

A_сж = k/(k-1) · R · t · [(P₂/P₁)^(k-1)/k-1]

В этой формуле k – показатель адиабаты, который равняется отношению теплоемкости при постоянном давлении к теплоемкости при постоянном объеме (k = С_PP/C_V), и для воздуха этот показатель равен 1,4. R – газовая постоянная, равная 8310/M Дж/(кг*К), где М – молярная масса газа. В случае воздуха М берется равной 29 г/моль, тогда R = 8310/29 = 286,6 Дж/(кг*К).

Подставим полученные значения в формулу работы по сжатию и найдем ее значение:

A_сж = k/(k-1) · R · t · [(P₂/P₁)^(k-1)/k-1] = 1,4/(1,4-1) · 286,6 · (273+20) · [(0,28/0,1)^(1,4-1)/1,4-1] = 100523 Дж/кг

После нахождения значения затрачиваемой на сжатие воздуха работы становится возможным определение потребляемой компрессором мощности по следующей формуле:

N = (G · A_сж) / (3600 · 1000 · η_мех · η_ад) = (2640 · 100523) / (3600 · 1000 · 0,85 · 0,95) = 91,3 кВт

Итого получим, что расход компрессора составляет 92,6 м³/мин, а потребляемая мощность – 91,3 кВт

Задача №3 Определение количества ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени

Условия:

Необходимо осуществлять подачу аммиака в размере 160 м³/час под давлением 4,5 мПа. Начальное давление азота составляет 0,1 мПа, а начальная температура – 20°C. При расчетах принять максимальную степень сжатия x равной 4.

Задача:

Необходимо определить количество ступеней сжатия компрессора и значения давлений на каждой ступени.

Решение:

Сперва рассчитаем необходимое количество ступеней n, воспользовавшись формулой для определения степени сжатия:

xⁿ = P_к/P_н

Выразим и рассчитаем значение n:

n = log(P_к/P_н) / log(x) = log(4,5/0,1) / log(4) = 2,75

Округлим получившееся значение до ближайшего большего целого числа и получим, что в компрессоре должно быть n = 3 ступени. Далее уточним степень сжатия одной ступени, положив, что степень сжатия на каждой отдельной ступени одинаково.

x = ⁿ√(P_к/P_н) = ∛(4,5/0,1) = 3,56

Рассчитаем конечное давление первой ступени P_n1 (n = 1), которое является также начальным давлением второй ступени.

P_к1 = P_н · xⁿ = 0,1 · 3,56¹ = 0,356 мПа

Рассчитаем конечное давление второй ступени P_n2 (n = 2), которое является также начальным давлением второй ступени.

P_к1 = P_н · xⁿ = 0,1 · 3,56² = 1,267 мПа

Итого в компрессоре должно быть три ступени, причем на первой ступени давление повышается с 0,1 мПа до 0,356 мПа, на второй – с 0,356 мПа до 1,267 мПа и на третьей – с 1,267 мПа до 4,5 мПа.

Задача №4. Подбор компрессора по заданным условиям

Условия:

Требуется обеспечить подачу азота Q_н в размере 7,2 м³/час с начальным давлением P₁ = 0,1 мПа под давлением Р₂ = 0,5 мПа. В наличие имеется только одноступенчатый поршневой компрессор двойного действия. Поршень имеет диаметр d равный 80 мм, а длина его хода s составляет 110 мм, при этом объем вредного пространства равен 7% от описываемого поршнем объема. Скорость вращения вала компрессора n составляет 120 об/мин. При расчетах принять показатель политропы m равным 1,3.

Задача:

Необходимо выяснить, подходит ли имеющийся в наличии компрессор для выполнения поставленной задачи. В случае если компрессор не подходит, рассчитать, насколько необходимо увеличить частоту вращения вала, чтобы его применение стало возможным.

Решение:

Поскольку объем вредного пространства равен 7% от описываемого поршнем объема, то по определению следует, что величина вредного пространства с равна 0,07.

Также предварительно вычислим площадь поперечного сечения поршня F:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,08²)/4 = 0,005 м²

Для дальнейших расчетов необходимо рассчитать объемный КПД компрессора λ₀:

λ₀ = 1 – с·[(P₂/P₁)^1/m-1] = 1 – 0,04·[(0,5/0,1)^1/1,3-1] = 0,9

Зная λ_0, далее найдем коэффициент подачи λ:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02·(P₂/P₁)) = 0,9 · (1,01 – 0,02·0,5/0,1) = 0,82

Далее становится возможным найти производительность компрессора Q. Поскольку компрессор двойного действия, то коэффициент z будет равен 2:

Q = λ · z · F · s · n = 0,82 · 2 · 0,005 · 0,11 · 120 = 0,11 м³/мин

Выражая Q в часовом расходе, получим значение Q = 0,11 · 60 = 6,6 м³/час.

Поскольку требуемая величина подачи составляет 7,2 м³/час, то можно сделать вывод, что имеющийся в наличии компрессор не способен выполнять поставленную задачу. В таком случае рассчитаем, насколько нужно увеличить число оборотов вала для удовлетворения требованиям применимости. Для этого найдем необходимое число оборотов из соотношения:

n_н/n = Q_н/Q

n_н = n · Q_н/Q = 120 · 7,2/6,6 = 131

В таком случае имеющийся компрессор можно будет применять, если увеличить скорость вращения его вала на 131-120 = 11 об/мин.

Задача №5. Расчет фактической производительности поршневого компрессора

Условия:

Дан трехцилиндровый поршневой компрессор двойного действия. Диаметр поршней d равен 120 мм, а величина их хода s составляет 160 мм. Скорость вращения его вала n равна 360 об/мин. В компрессоре происходит сжатие метана от давления P₁ = 0,3 мПа до давления P₂ = 1,1 мПа. Известно, что объемный коэффициент λ₀ равен 0,92.

Задача:

Необходимо рассчитать фактическую производительность поршневого компрессора.

Решение:

Предварительно вычислим площадь поперечного сечения поршней компрессора F по формуле:

F = (π · d²)/4 = (3,14 · 0,12²)/4 = 0,0113 м²

На основе исходных данных найдем величину коэффициента подачи λ по формуле:

λ = λ₀ · (1,01 – 0,02 ·(P₂/P₁)) = 0,92 · (1,01 – 0,02·(1,1/0,3)) = 0,86

Теперь можно воспользоваться формулой для расчета производительности поршневого компрессора:

Q = λ · z · F · s · n

Здесь z – коэффициент, зависящий от числа всасывающих сторон отдельного поршня. Поскольку данный в условии задачи компрессор двойного действия, то в этом случае величина z равна 2.

Кроме того, поскольку в рассматриваемом случае компрессор трехцилиндровый, то есть три цилиндра работают параллельно друг другу, то итоговая суммарная производительность всего компрессора будет в 3 раза выше производительности отдельного поршня, поэтому в расчетную формулу необходимо добавить коэффициент три.

Суммируя все вышесказанное, имеем:

Q = 3 · λ · z · F · s · n = 3 · 0,86 · 2 · 0,0113 · 0,16 · 360 = 3,6 м³/мин.

Итого получим, что производительность рассматриваемого поршневого компрессора составляет 3,6 м³/мин или 216 м³/час.

Задача №6. Расчет производительности двухступенчатого поршневого компрессора

Условия:

В наличии имеется двухступенчатый поршневой компрессор простого действия. Поршень ступени низкого давления имеет диаметр d_н = 100 мм, а его ход s_н равен 125 мм. Диаметр поршня высокого давления d_в равен 80 мм при величине хода s_в = 125 мм. Скорость вращения вала n составляет 360 об/мин. Известно, что коэффициент подачи компрессора λ составляет 0,85.

Задача:

Необходимо рассчитать производительность компрессора.

Решение:

В случае многоступенчатых поршневых компрессоров для расчетных зависимостей используются данные ступени низкого давления, так как именно на ней происходит первичный всас газа, определяющий производительность компрессора в целом. При расчете производительности данные последующих ступеней не используются, так как на них не происходит дополнительного всаса сжимаемого газа. Отсюда следует, что для решения данной задачи достаточно знать диаметр d_н и ход поршня s_н ступени низкого давления.

Вычислим площадь поперечного сечения поршня ступени низкого давления:

F_н = (π · d_н²)/4 = (3,14 · 0,1²)/4 = 0,00785 м²

Рассматриваемый компрессор не является многопоршневым и имеет простой тип действия (величина z = 1), отсюда следует, что конечный вид формулы расчета производительности в конкретном случае будет иметь вид:

Q = λ · F_н · s_н · n = 0,85 · 0,00785 · 0,125 · 360 = 0,3 м³/мин

Получим, что производительность данного поршневого компрессора составляет 0,3 м³/мин или, при пересчете на часовой расход, 18 м³/час.

Задача №7. Расчет действительной производительности двухвинтового компрессора

Условия:

Дан двухвинтовой компрессор. Ведущий вал компрессора вращается со скоростью n=750 об/мин и имеет z=4 канала длиной L=20 см. Также известно, что площадь поперечного сечения канала ведущего вала составляет F₁=5,2 см², а аналогичная величина для ведомого вала F₂ равна 5,8 см². При расчетах коэффициент производительности λ_пр принять равным 0,9.

Задача:

Необходимо рассчитать действительную производительность двухвинтового компрессора V_д.

Решение:

Перед расчетом действительной производительности найдем значение производительности теоретической, не учитывающей неизбежно возникающих обратных протечек газа сквозь зазоры между роторами и корпусом компрессора.

V_т = L·z·n·(F₁+F₂) = 0,2·4·750·(0,052+0,058) = 66 м³/мин

Поскольку известен коэффициент производительности, учитывающий обратные протечки газа, то становится возможным определить действительную производительность данного двухвинтового компрессора:

V_д = λ_пр·V_т = 0,9·66 = 59,4 м³/мин

В итоге получим, что производительность данного двухвинтового компрессора равняется 59,4 м³/мин.

Задача №8. Расчет потребляемой мощности винтовым компрессором

Условия:

В наличии имеется винтовой компрессор, предназначенный для повышения давления воздуха с P₁=0,6 мПа до P₂=1,8 мПа. Теоретическая производительность компрессора V_т составляет 3 м³/мин. При расчетах адиабатический КПД η_ад принять равным 0,76, а показатель адиабаты воздуха k принять равным 1,4.

Задача:

Необходимо рассчитать потребляемую компрессором мощность N_п.

Решение:

Для расчета теоретической мощности адиабатического сжатия винтового компрессора воспользуемся формулой:

N_ад = P₁ · V_T · [k/(k-1)] · [(P₂/P₁)^(k-1)/k — 1] = 600000 · 3/60 · 1,4/(1,4-1) · [(1,8/0,6)^(1,4-1)/1,4 — 1] · 10^-3 = 38,7 кВт

Теперь, когда известно значение N_ад, можно рассчитать потребляемую мощность компрессора сухого сжатия:

N = N_ад/η_ад = 38,7/0,76 = 51 кВт

Итого получим, что потребляемая мощность данного двухвинтового компрессора равна 50 кВт.

Задача №9. Расчет потребляемой мощности двухвинтовым компрессором

Условия:

Дан двухвинтовой компрессор, работающий с производительностью Q=10 м³/мин. Рабочая среда – воздух при температуре t=20⁰ C. Сжатие воздуха в компрессоре происходит от давления P₁=0,1 мПа до давления P₂=0,6 мПа. Известно, что величина обратных протечек β_пр в компрессоре составляет 0,02. Внутренний адиабатический КПД компрессора η_ад равен 0,8, а механический КПД η_мех равен 0,95. При расчетах показатель адиабаты воздуха k принять равным 1,4, а величину газовой постоянной для воздуха R взять 286 Дж/(кг*К).

Задача:

Необходимо рассчитать потребляемую компрессором мощность N.

Решение:

Определим значение удельной работы компрессора A_уд:

A_уд = R · T_в · [k/(k-1)] · [(P₂/P₁)^(k-1)/k-1] = 286 · [20+273] · [1,4/(1,4-1)] · [(0,6/0,1)^(1,4-1)/1,4-1] = 196068 Дж/кг

Далее вычислим массовый расход воздуха G положив, что при 20°C плотность воздуха ρ_в составляет 1,2 кг/м³:

G = Q·ρ_в = 10·1,2 = 12 кг/мин

При расчете мощности компрессора необходимо учитывать наличие в нем обратных протечек рабочей среды, компенсация которых влечет за собой дополнительный расход мощности. Рассчитаем суммарный расход компрессора G_сум с учетом обратных протечек:

G_сум = G·(1+β_пр) = 12·(1+0,02) = 12,24 кг/мин

Теперь становится возможным определение мощности компрессора с учетом адиабатического и механического КПД:

N = (G_сум·A_уд) / (η_ад·η_мех) = (12,24·196068) / (60·1000·0,8·0,95) = 52,6 кВт

В итоге получим, что мощность данного компрессора составляет 52,6 кВт.

Задача №10. Расчет потребляемой мощности центробежным компрессором

Условия:

Дан центробежный трехступенчатый односекционный компрессор, рабочие колеса которого идентичны друг другу. Компрессор работает с объемным расходом V равным 120 м³/мин воздуха при температуре t=20°C (плотность воздуха ρ при этом будет равна 1,2 кг/м³). Также известно, что окружная скорость рабочего колеса u составляет 260 м/с, а коэффициент теоретического напора ступени ϕ равен 0,85. Общий КПД компрессора η составляет 0,9. Для первой ступени коэффициент потерь на трение β_т составляет 0,007, коэффициент потерь на протечки β_п равен 0,009, и при расчете принять, что для последующих степеней потери будут увеличиваться на 1%.

Задача:

Необходимо рассчитать потребляемую компрессором мощность N.

Решение:

Мощность, расходуемая на сжатие газа, может быть рассчитана по формуле:

N_вн = V · ρ · ∑[u²_i · φ_i · (1+β_T+β_п)_i]

Где i – количество ступеней. Поскольку в условиях задачи сказано, что все колеса в пределах секции одинаковы, то они имеют равные окружные скорости u и коэффициенты теоретического напора ϕ, поэтому данную формулу можно преобразовать:

N_вн = V · ρ · u² · φ · ∑(1+β_т+β_п)_i

Для первой ступени:

1 + β_т + β_п = 1 + 0,007 + 0,009 = 1,016

Далее, воспользовавшись допущением, что потери на последующей ступени возрастают на 1%, рассчитаем величину 1+β_т+β_п для второй ступени:

1,016·1,01 = 1,026

Для третьей ступени:

1,026·1,01 = 1,036

Итого получим:

N_вн = 120/60 · 1,2 · 260² · 0,85 · (1,016+1,026+1,036) · 10^-3 = 424,5 кВт

Теперь становится возможным нахождение потребляемой мощности компрессора:

N = N_вн/η = 424,5/0,9 = 471,7 Вт

Итого получим, что мощность данного компрессора составляет 471,7 кВт.

Задача №11. Расчет КПД центробежного компрессора

Условия:

Дан центробежный двухступенчатый односекционный компрессор, рабочие колеса которого идентичны друг другу. Компрессор перекачивает воздух при температуре t=20°C (плотность ρ при этих условиях равна 1,2 кг/м³) при расходе V=100 м³/мин от начального давления P₁=0,1 мПа до конечного давления P₂=0,25 мПа. Окружная скорость колес u равняется 245 м/с, коэффициент теоретического напора ϕ равен 0,82. Общий коэффициент потерь на трение и протечки (1+ β_т + β_п) для первой ступени равен 1,012, для второй ступени этот коэффициент равен 1,019. Сжатие газа происходит в изоэнтропном процессе. При расчетах показатель адиабаты воздуха k принять равным 1,4, а величину газовой постоянной для воздуха R взять 286 Дж/(кг*К). Газ в условиях задачи считать несжимаемым (коэффициент сжимаемости z=1).

Задача:

Необходимо рассчитать изоэнтропный КПД компрессора η_из.

Решение:

Изоэнтропный КПД есть отношение мощности сжатия газа в изоэнтропном N_из процессе к внутренней мощности сжатия компрессора N_вн. Отсюда следует, что для нахождения искомой величины предварительно требуется расчет N_вн и N_из.

Мощность сжатия газа в изоэнтропном режиме может быть определена по формуле:

N_вн = V · ρ · z · R · (273+t) · k/(k-1) · [(P₂/P₁)^(k-1)/k-1] =
= 100/60 · 1,2 · 1 · 286 ·(273+20) · 1,4/(1,4-1) · [(0,25/0,1)^(1,4-1)/1,4-1] · 10^-3 = 175,5 кВт

Внутреннюю мощность компрессора определим по формуле:

N_вн = V · ρ · ∑[u_i² · φ_i · (1+β_т+β_п)_i] = 100/60 · 1,2 · 245² · 0,82 · (1,012+1,019) = 200 кВт.

Далее определим искомую величину:

η_из = N_из/N_вн = 175,5/200 = 0,88

Итого получим, что изоэнтропный КПД данного двухступенчатого односекционного компрессора равен 0,88.

Расчет и подбор трубопроводов. Оптимальный диаметр трубопровода

Вакуумные компрессорные системы, вакуумные компрессоры
Вентиляторы. Турбовентиляторы. Расчет и подбор вентиляторов
Винтовые компрессоры
Дожимная компрессорная станция
Компрессорные установки для кислого газа, водорода, агрессивных газов, коксового газа, кислорода
Мембранные компрессоры
Основные характеристики компрессора. Производительность компрессора. Мощность компрессора
Передвижные компрессоры
Расчет компрессоров. Подбор компрессорного оборудования
Ротационные воздуходувки
Паровые турбины Shin Nippon Machinery (SNM)
Турбодетандеры
Турбокомпрессоры
Центробежная компрессорная установка
Центробежные воздуходувки и газодувки
Центробежные компрессоры
Установки для получения азота
Установки для получения сжатого воздуха

Классификация компрессоров
Лопастные компрессоры
Объемные компрессоры
Применение винтовых компрессоров
Применение поршневых компрессоров
Применение центробежных компрессоров
Роторные компрессоры
Смазка цилиндров поршневых компрессоров

Классификация компрессоров
Объемные компрессоры
Применение винтовых компрессоров
Применение поршневых компрессоров
Применение центробежных компрессоров
Роторные компрессоры
Смазка цилиндров поршневых компрессоров
Винтовые компрессорные установки
Мембранные компрессоры
Основные характеристики компрессора. Производительность компрессора. Мощность компрессора
Передвижные дизельные (винтовые) компрессоры
Поршневые компрессоры
Расчет компрессоров. Подбор компрессорного оборудования
Сравнительный анализ компрессоров
Центробежные компрессоры. Азотные компрессоры

intech-gmbh.ru

Коэффициент сжимаемости воздуха — wiki-fire.org

Коэффициент сжимаемости воздуха — показатель степени сжимаемости воздуха в зависимости от давления и температуры. Используется при проведении расчетов параметров работы в средствах индивидуальной защиты органов дыхания

Обозначается — К_сж

Коэффициент сжимаемости воздуха (Далее – Коэффициент) используется при расчете времени работы в СИЗОД, и предназначен для определения реального объема закачанного в баллоны воздуха.

(1)

Где, V_возд – реальный объем сжатого воздуха в баллонах, л;

V_б – объем баллонов, л;

P – давление в баллонах, атм.

Коэффициент при любых условиях расчета параметров работы в СИЗОД принимается равным 1,1.

(2)

Таким образом, зная реальный запас воздуха в баллонах, можно легко вычислить время работы газодымозащитника в СИЗОД. Для этого достаточно разделить реальный запас воздуха на его расход газодымозащитником (в общем случае принимается среднее значение – 40л/мин):

(3)

В общем же виде эта формула приобретает вид:

(4)

И в такой трактовке приводится в МР по проведению расчетов параметров работы в СИЗОД^[1].Сжимаемость характеризует свойство воздуха изменять свой объем и плотность при изменении давления и температуры^[2]. Если вещество в процессе сжатия не испытывает химических, структурных и других изменений, то при возвращении внешнего давления к исходному значению начальный объём восстанавливается^[3].

Термин «сжимаемость» также используется в термодинамике для описания отклонений термодинамических свойств реальных газов от свойств идеальных газов. Коэффициент сжимаемости определяется как:

(5)

где p — давление газа,

T — температура,

V — молярный объём.

Коэффициент зависит как от температуры вещества, так и от давления. Таким образом, при давлениях 200 атм и 300 атм коэффициент будет разным. При этом даже при различной температуре воздуха коэффициент так же меняется!

Таблица значений коэффициента

Значения коэффициента сжимаемости воздуха при различных давлениях и температурах

Значения коэффициента сжимаемости воздуха при различных давлениях и температурах

Зависимость коэффициента сжимаемости воздуха от давления (по оси x, атм) и температуры (согласно графиков)

Зависимость коэффициента сжимаемости воздуха от давления (по оси x, атм) и температуры (согласно графиков)

Голубой — данные получены интерполяцией экспериментальных значений
Серый — экспериментальные значения
Жирным цветом с подчеркиванием выделены значения наиболее интересные с точки зрения ГДЗС.

Скачать таблицу в Excel

Из приведенной информации видно, что в большинстве интересующих ГДЗС случаев, коэффициент отличается от единицы на тысячные доли, что может быть пренебрежимо. И только при давлениях приближающихся к 300 атмосферам, он начинает увеличиваться и приближаться к 1,1 используемому в расчетах.

Важно понимать, что расчет реального запаса сжатого воздуха уместно делать только в момент, когда баллон только что был наполнен, так как в дальнейшем при работе в аппарате, воздух расходуется, давление в баллонах уменьшается, а следовательно и коэффициенты изменяются. С точки зрения формул 1 и 4, должен измениться и запас воздуха в баллонах, однако это не возможно! Именно поэтому, сейчас, при расчетах для ДАСВ коэффициент принимается равным 1,1 (так как рабочее давление баллонов достигает 300атм) при любых условиях, а для ДАСК — 1 (давление баллонов не превышает 200атм). По этой же причине ранее, в расчетах, для дыхательных аппаратов АИР-2, коэффициент принимался 1 — так как рабочее давление в баллонах данного ДАСВ было 200атм^[6].

1. Методические указания по проведению расчетов параметров работы в средствах индивидуальной защиты органов дыхания и зрения. Москва 5.08.2013. утв. А.П. Чуприян.
2. oat.mai.ru — 3.2.1.Основные параметры и свойства воздуха в атмосфере
3. dic.academic.ru Сжимаемость
4. en.wikipedia.org — Compressibility factor
5. Сжимаемость — Википедия
6. Приказ МВД РФ от 30.04.1996 № 234 Об утверждении «Наставления по газодымозащитной службе Государственной противопожарной службы МВД России»
   

ГДЗС
СИЗОД
ДАСВ
ДАСК
Расчеты параметров работы в СИЗОД

Вверх

Куратор(ы) страницы:
Obsidian

www.wiki-fire.org

∫ PdV = c ( T

Экономичный метод нагрева воздуха Известно, что воздух при сжатии сильно нагревается. Например, при сжатии в цилиндре дизельного двигателя температура воздуха может достигать 700–800 оС. В соответствии с первым законом термодинамики, при отсутствии теплообмена с окружающей средой вся работа сжатия переходит во внутреннюю (тепловую) энергию сжимаемого газа: ∫ PdV = C(T2–T1). При сжатии воздуха комнатной температуры (300 К) с одной атмосферы (105 Па) до двух (2х105 Па) прирост температуры состав­ляет 65 градусов. В пересчете на один кубометр воздуха такой нагрев соответствует увеличению тепловой энергии на 54 кДж (V × ρ × С x (T2–T1) = 1 × 1,16 × 717 x 65). Соответственно столько же энергии должно быть потрачено на сжатие воздуха в компрессоре. Чтобы приближенно оценить работу сжатия, предположим, что один кубометр воздуха сжимается в цилиндре, площадь которого равна 1 кв.м. Такую же площадь имеет и поршень. Начальное уси­лие на поршне равно нулю, а конечное равно 105 ньютонов – поскольку давление сжатого в цилин­дре воздуха на 105 Па больше давления окружающей атмосферы. Ход поршня Н=0,39 метра (из диаграммы адиабатического сжатия). Если для простоты принять, что средняя сила на поршне вдвое меньше силы в конце сжатия, то затраченная работа составит: Н × Fср = 0,39 м × 5×105 Н = 19500 Дж = 19,5 кДж. Но это почти в три раза меньше полученной при сжатии тепловой энергии! А как же закон сохранения энергии? Оказывается, с законом сохранения все в порядке. Просто при оценке работы сжатия мы не учли, что большую часть этой работы выполняет атмосфера, создающая давление на поршень с силой 105 ньютонов. Если бы сжатие воздуха производилось в вакууме, то тогда средняя сила на поршне была бы втрое больше и примерно равна 1,5 × 105 ньютонов. В этом случае работа сжатия действительно в точности равна тепловой энергии сжатого воздуха. П Δ А** Δ А* ри отображении процесса сжатия воздуха в вакууме в виде диаграмы ^ (давление – объем) площадь под кривой сжатия как раз и соответствует затраченной работе. Но при сжатии в атмосфере работа меньше на величину Δ А* = (P2–Р1) × (V1–V2). Когда воздух сжимается до десятков атмосфер, то воздействие атмосферы мало сказывается на величине работы сжатия. Но при малых степенях сжатия помощь атмосферы обеспечивает значительную экономию затраченной на сжатие энергии. Например, при сжатии воздуха с 105 Па до 1,5 х 105 Па (примерно с одной атмосферы до полутора) воздух нагреется на 36,6 градуса, и работа сжатия будет уже в 5,6 раза меньше прироста тепловой энергии. В инженерной практике эта экономия обычно не замечается, поскольку при традиционном сжатии воздуха помимо самого процесса сжатия необходим еще процесс вытеснения сжатого воздуха в ресивер. В этом случае суммарная работа сжатия возрастает на величину Δ А** = (P2–Р1) × V1 и даже может превысить полную работу сжатия в вакууме. Но для получения тёплого воздуха совершенно не обязательно проталкивать воздух в ресивер. Можно организовать такой рабочий цикл, который не требует выполнение работы по вытеснению воздуха из цилиндра. Интересно, что энергозатраты на сжатие воздуха можно снизить еще больше, если рекупери­ровать часть энергии упругой деформации, остающейся в воздухе после его охлаждения. Дело в том, что работа сжатия воздуха, как впрочем, и любого другого газа, переходит не только в тепловую форму энергии, но и в энергию упругой деформации. Этот процесс во многом подобен сжатию обыкновенной пружины. Но в поведении “газовой” пружины есть свои особенности. Если позволить сжатому воздуху расшириться с совершением работы, то его температура вернет­ся к первоначальной. Но если охладить сжатый воздух, отобрав у него весь прирост тепловой энергии, то давление воздуха не вернется к своему первоначальному значению до сжатия. Так сжатый до двух атмосфер воздух нагревается до 365 К, но после охлаждения до начальной темпе­ратуры – 300 К он будет иметь давление 1,64 атмосферы, что позволяет вернуть (рекуперировать) более половины потраченной на сжатие работы. Чем меньше степень сжатия воздуха, тем большую долю затраченной работы удается рекуперировать. С учетом этой дополнительной экономии соотношение между работой сжатия и полученным теплом становится еще более привлекательным. Таким образом, не нарушая закон сохранения энергии и законы термодинамики, можно генерировать тепло с коэффициентом преобразования, многократно превышающим единицу. Правда, все сказанное относится к низкопотенциальному теплу, которое может быть полезным при обогреве теплиц, складов и различного рода хранилищ, то есть там, где температура подогретого воздуха сравнительно невелика. В теплотехнике уже давно применяются аппараты, позволяющие вырабатывать тепловую энергию с высоким коэффициентом преобразования – это так называемые тепловые насосы. Другое название этих тепловых машин – обращенный холодильник. С помощью холодильного цик­ла тепло забирается от окружающей среды, например от грунтовых вод, и затем с более высоким температурным потенциалом передается в помещение. Однако широкое использование тепловых насосов сдерживается дороговизной самого холодильного агрегата и еще в большей степени сложностью работ по подземной прокладке десятков метров труб внешнего теплообменника. Рассматриваемый нами воздушный цикл, по сути, также реализует идею теплового насоса, только для её воплощения в жизнь не нужен фреоновый компрессор, да и сам фреон или какой–то другой низкокипящий хладоагент тоже не нужен. В роли хладоагента здесь выступает обычный воздух. Надо заметить, что энергетический вклад земной атмосферы позволяет получать не только дешевое тепло, но и дешевый холод. Ведь при расширении воздух также интенсивно охлаждается, как нагревается при сжатии. Чтобы понизить температуру атмосферного воздуха на 20 градусов (например, в системе кондиционирования), достаточно снизить его давление всего на 0,2 атмосферы. При этом полученный при расширении воздуха холод по энергетическому эквиваленту в восемь раз превысит работу расширения. А с учетом рекуперации энергии растянутой “воздушной пружины”, холодильный коэффициент простого воздушного цикла может стать равен 16. То есть, на производство одного килоджоуля холода потребуется всего 66 джоулей электрической энергии. И все это без фреонов и компрессоров. Конечно, приведенные выше расчеты сделаны без учета потерь на трение. Поэтому реально достижимые коэффициенты генерации тепла и холода будут несколько меньшими. Но даже в этом случае выигрыш остается достаточно большим. В приложении рассмотрены примеры двух конкретных рабочих циклов, один из которых имеет на выходе подогретый на 19,6 градуса воздух, а другой – охлажденный на 16,8 градуса воздух. В приведенном анализе процессы сжатия и расширения воздуха считаются адиабатическими. Работа сжатия и расширения рассчитана методом численного интегрирования. ПРИЛОЖЕНИЕ 1 ^ 3 воздуха (М=1,16 кг Сv=717,5 Дж, Ср=1004,5 Дж). Наполнение цилиндра атмосферным воздухом Р1=105 па. Т1=300 К, V1=1 м3 Наполнение происходит без совершения работы А=0. Адиабатическое расширение воздуха Р2=0,7х 105 па. Т2=271 К, V2=1,29 м3 Работа сжатия А = ∫ PdV Т2=Т1 х(Р1/Р2)0,4/1,4А = – 4,75 кдж WQ= –24,2 кдж Потеря тепловой энергии WQ =Mx(T2–T1)xСv Нагрев воздуха в цилиндре окружающим воздухом Р3=0,765 х 105 па. Т3=296 К, V3=1,29 м3 с Т=300 К (при постоянном объеме). Q = +20,8 кдж Сжатие воздуха в цилиндре с рекуперацией работы Р4 = 105 па. Т4 = 319,6 К, V4=1,16 м3 Работа сжатия А = ∫ PdV Т4=Т3 х (Р4/Р3)0,4/1,4 А = + 2,84 кДж WQ= 19,65 кДж Прирост тепловой энергии WQ =Mx(T4–T3)xСv Вытеснение теплого воздуха в помещение Р5 = 105 па. Т5=319,6 К, V5=1,16 м3 без перепада давления и без совершения работы. Q=23,6 кДж Полезная тепловая энергия Q= Mx(T5–T1)xСp Далее – возвращение к началу цикла и повторение всего цикла. Результатом каждого нового цикла является получение порции (1,16 кг) теплого воздуха с теплосодержанием Qполезн = 23,6 кДж. Затраты механической энергии в цикле равны работе расширения минус частичная рекуперация энергии при сжатии Азатр= –4,75+2,84 = –1,91 кДж. В результате, генерация тепла в цикле в 12,3 раза превышает затраченную механическую энергию ( 23,6 / 1,91 = 12,3). Если длительность цикла составляет 10 секунд, то мощность генерации тепла равна 2,36 кВт, а потребляемая мощность – 0,191 кВт. Q Q 1 0 2 3 4 5 F F F F ^ ПРИЛОЖЕНИЕ 2 Воздушный цикл охлаждения 1 м3 воздуха (М=1,16 кг Сv=717,5 Дж, Ср=1004,5 Дж). Наполнение цилиндра атмосферным воздухом Р1=105 Па. Т1=300 К, V1=1 м3 Наполнение происходит без совершения работы А=0. Адиабатическое сжатие воздуха в цилиндре Р2=1,4 х 105 Па. Т2=330,5 К, V2=0,785 м3 Работа сжатия А = ∫ PdV Т2=Т1 х(Р1/Р2)0,4/1,4А = – 3,92 кдж WQ= 25,4 кДж Прирост тепловой энергии WQ =Mx(T2–T1)xСv Охлаждение воздуха в цилиндре окружающим Р3=1,295 х 105 Па. Т3=305 К, V3=0,785 м3 воздухом с Т=300 К (при постоянном объеме). Q = 21,24 кДж Расширение воздуха в цилиндре с рекуперацией Р4 = 105 Па. Т4=283,2 К, V4=0,945 м3 Работа сжатия А = ∫ PdV Т4=Т3 х (Р4/Р3)0,4/1,4 А = + 2,55 кдж WQ= –14,005 кДж Потеря тепловой энергии WQ = Mx(T4–T3)xСv Вытеснение холодного воздуха в помещение Р5 = 105 Па. Т5=283,2 К, V5= 0,945 м3 без перепада давления и без совершения работы. Q=22,325 кДж Полезная тепловая энергия Q = Mx(T5–T1)xСp Далее – возвращение к началу цикла и повторение всего цикла. Результатом каждого нового цикла является получение порции (1,16 кг) холодного воздуха с теплосодержанием Qполезн = 22,325 кДж. Затраты механической энергии в цикле равны работе сжатия минус частичная рекуперация энергии при расширении Азатр= –3,92+2,55 = –1,37 кДж. В результате, генерация холода в цикле в 16,3 раза превышает затраченную механическую энергию ( 22,325/1,37 =16,3). Если длительность одного цикла составляет 10 секунд, то мощность генерации холода равна 2,23 кВт, а потребляемая мощность – 0,137 кВт. Q Q 1 0 2 3 4 5 F F F F ВСАСЫВАЕНИЕ СЖАТИЕ ОХЛАЖДЕНИЕ РАСШИРЕНИЕ ВЫПУСК

litcey.ru

Калориферы КПСк. Расчет и подбор паровых калориферов КПСк

3. Находим действительную массовую скорость для выбранного одного или нескольких калориферов.
v (кг/м2•с) = G / f
G — массовый расход воздуха, кг/час
f —площадь действительного фронтального сечения, берущегося в расчет, м2

Пример подбора и расчета парового калорифера КПСк. Шаг-3

Подобрать подходящий калорифер КПСк для нагрева 4500 м3/час от температуры —27°С до +25°С. Теплоноситель — сухой насыщенный пар давлением 0.1 МПа.
3. Задача — найти действительную массовую скорость тех теплообменников, что мы подобрали. Принимаем калорифер КПСк 3 8, имеющий приближенное значение по фронтальному сечению для прохода воздуха (0.392 м2).
v (кг/м2•с) = (5805/3600) / 0.392 = 4.11 кг/м2•с
5805 — массовый расход воздуха, кг/час
0.392 — площадь фронтального сечения КПСк 3-8 принимаемого в расчет, м2

4. Рассчитываем расход пара.
Gп (кг/сек) = Q / rп
Q —расход тепла для нагрева воздуха, Вт
rп —скрытая теплота парообразования, Дж/кг (принимается по нижевыложенной таблице свойств насыщенного водяного пара — для давления используемого теплоносителя)

Пример подбора и расчета парового калорифера КПСк. Шаг-4

Подобрать подходящий калорифер КПСк для нагрева 4500 м3/час от температуры —27°С до +25°С. Теплоноситель — сухой насыщенный пар давлением 0.1 МПа.
4. Подсчет расхода пара. Рассчитывается потребление теплоносителя (сухой насыщенный пар давлением 0.1 МПа) для нагрева приточного воздуха объемом 4500 м3/час от —27°С до +25°С.
Gп (кг/сек) = 84521 / 2257510 = 0.037 кг/сек
84521 — расход тепла для нагрева воздуха, Вт
2257510 — скрытая теплота парообразования (Дж/кг) сухого насыщенного пара, давлением 0.1 МПа — принимается по таблице (2257.51 кДж/кг = 2257510 Дж/кг)

Скрытая теплота парообразования (конденсации) — количество энергии или тепла, которое расходуется для превращения одного килограмма кипящей воды (при данном давлении) в килограмм пара. Такое же количество тепла высвобождается при конденсации килограмма пара в килограмм воды. С увеличением давления температура вскипания воды увеличивается, а скрытая теплота парообразования наоборот уменьшается.

zao-tst.ru

Необходимая мощность для нагрева объема жидкости

РАСЧЕТ МОЩНОСТИ, НЕОБХОДИМОЙ ДЛЯ НАГРЕВА ОБЪЕМА ЖИДКОСТИ

РАСЧЕТ ОНЛАЙН

—

Мощность, которая должна быть установлена для повышения температуры объема жидкости, содержащейся в резервуаре, в течение заданного времени, является результатом двух расчетов: расчет мощности для повышения температуры жидкости (Pch) и расчет теплопотерь (Pth)

—

Установленная мощность (кВт) = Мощности для повышения температуры жидкости (Pch) + Теплопотери (Pth)

—

—

1 / Расчет мощности, необходимой для повышения температуры объема жидкости :

—

— Тепловая мощность : Pch (кВт)

— Вес жидкости : M (кг)

— Удельная теплоемкость жидкости : Cp (ккал/кг×°C)

— Начальная температура : t1 (°C)

— Необходимая конечная температура : t2 (°C)

— Время нагрева : T (ч)

— 1,2 : Коэффициент запаса, связанный с нашими производственными допусками и изменениями в напряжении сети питания

—

Pch = (M × Cp × (t2 − t1) × 1,2) ÷ (860 × T)

—

 

—

—

a/ Расчет массы нагреваемой жидкости :

— Вес жидкости : M (кг)

— Объем жидкости, который необходимо нагреть : V (дм³ или литры)

— Плотность жидкости : ρ (кг/дм³)

—

                             M = V × ρ

—

ρ / Cp для некоторых жидкостей :

Вода : 1 / 1

Минеральное масло : 0,9 / 0,5

Битум : 1,1 / 0,58

Уксусная кислота : 1,1 / 0,51

Соляная кислота : 1,2 / 0,6

Азотная кислота : 1,5 / 0,66

—

b/ Расчет объема жидкости :

В цилиндрическом резервуаре :

— Объем резервуара : V (дм³)

— Диаметр резервуара : ∅ (дм)

— Высота столба жидкости : h2 (дм)

 

 

—

V = π × (∅² ÷ 4)  × h2

В прямоугольном резервуаре :

— Объем резервуара : V (дм³)

— Длина резервуара : L (дм)

— Ширина резервуара : W (дм)

— Высота столба жидкости : h2 (дм)

 

—

V = L × W × h2

 

 

 

2/ Расчет мощности, необходимой для компенсации потерь тепла :

 

— Теплопотеря : Pth (кВт)

— Площадь поверхности теплообмена резервуара : S (м²)

— Требуемая конечная температура : t2 (°C)

— Температура окружающей среды : ta (°C)

— Коэффициент теплообмена : K (ккал/час × м² × °C)

— 1,2 : Коэффициент запаса, связанный с нашими производственными допусками и изменениями в напряжении сети питания

 

Pth = (S × (t2 — ta) × K × 1,2) ÷ 860

 

Коэффициент обмена K как функция скорости ветра и толщины изоляции :

—

—

a/ Расчет площади поверхности теплообмена резервуара : S (м²)

Площадь поверхности цилиндрического резервуара :

— Площадь поверхности резервуара : S (м²)

— Диаметр резервуара : ∅ (м)

— Высота резервуара : h3 (м)

 

—

S = (π × (∅² ÷ 4))  + (π × ∅ × h3)

 

Площадь поверхности прямоугольного резервуара :

— Площадь поверхности резервуара : S (м²)

— Длина резервуара : L (м)

— Ширина резервуара : W (м)

— Высота столба жидкости : h3 (м)

—

S = ((L + W ) × h3 × 2) + (L × W)

 

 

—

www.vulcanic.com

Расход теплоты на удаление влаги в процессах сушки

Расход теплоты на удаление влаги в процессах сушки

Расчет расхода теплоты на сушку материалов. Расходы теплоты определяют по тепловому балансу процесса сушки:

Теплота, затрачиваемая на разогрев сушилки (кДж),

 

Тепловые потери в окружающую среду могут быть рассчитаны по формуле

 

Коэффициент теплопередачи

 

Коэффициенты теплоотдачи могут быть рассчитаны по формулам

Теплоту, расходуемую непосредственно на сушку, рассчитывают по h—х-диаграмме (рис. 44):

Если в сушилке осуществляется рециркуляция воздуха (рис. 45), то

 

Расходы воздуха L и L_u (кг/с) определяются по формулам

Удельные расходы свежего и циркулирующего воздуха рассчитывают следующим образом:

Процесс нагрева воздуха в калорифере идет при х = const, т. е. в сушилке без циркуляции воздуха, когда хь = х_ь а в сушилке с циркуляцией воздуха х_см = X! (х, — влагосодержание нагретого воздуха).

Удельный расход теплоты в сушилках без циркуляции воздуха (кДж/кг)

Результаты расчета удельных расходов воздуха и теплоты в конвективной туннельной сушилке 07797 по основному варианту и по варианту с возвратом отработанного воздуха при кратности циркуляции, равной 4, приведены в табл. 16.

 

Расход теплоты на прогрев различных транспортных приспособлений

Усредненная удельная теплоемкость материала может быть принята как среднеарифметическое теплоемкости стали и изоляционных материалов:

Массу транспортных приспособлений рассчитывают или принимают по каталогу.

 

Пример. Оценка тепловых потерь в сушилке для кож хромового дубления при следующем режиме сушки: длительность сушки 3,5 —6 ч при температуре 35 — 40 °С.

Примем скорость воздуха внутри сушилки равной 1 м/с, разность температур между стенкой сушилки и окружающим воздухом — 5 °С.

Коэффициент теплоотдачи к внутренним поверхностям

 

Коэффициент теплоотдачи от наружных поверхностей

В рассматриваемом примере а_к = 9,74 + 0,07 • 5 = 10,1 Вт/(м²* К). Коэффициент теплоотдачи в результате лучеиспускания

 

Схема поперечного сечения стенки сушильной камеры (ограждений) изображена на рис. 46.

Учитывая конструкцию ограждений, коэффициент теплопередачи через стенки сушилки

Коэффициент теплопередачи через пол обычно принимается К = = 3 Вт/(м²* К), через потолок К = 1 Вт/(м²* К).

Тепловые потери в окружающее пространство в расчете на 1 м² площади стен F — 1:

пола:

потолка:

 

Тепловые потери в окружающее пространство в сушилке 07797, в сушильно-увлажнительном агрегате, вакуумной сушилке приведены в табл. 17.

В вакуумных сушилках тепловые потери невелики (до 24,2 кДж/кг) и составляют около 1 % от теплоты испарения влаги. В конвективных сушилках они несколько больше — от 100 до 400 кДж/кг влаги, что составляет 3,4—13,8 % теплоты испарения влаги.

Графически зависимость удельного расхода теплоты от температуры и относительной влажности в случае сушки по основному варианту представлена на рис. 47.

 

Определение размеров сушильных установок. Расчет процесса сушки во всех конвективных сушилках проводится по обычному методу, принятому для воздушных сушилок. Размеры сушильных установок определяются с учетом особенностей того или иного типа сушилки.

Объем барабана V₆ определяют с учетом величины его напряжения

по влаге А, кг/(м³ • с), или по объем-

При расчете размеров барабанных сушилок определяют частоту вращения, диаметр и длину барабана, а также мощность, затрачиваемую на его вращение.

ному коэффициенту теплоотдачи, учитывающему все способы передачи теплоты:

 

где W — количество влаги, удаляемой в процессе сушки, кг/с.

Величину А определяют по опытным данным. Некоторые значения А приведены в табл. 18.

Время пребывания материала в барабане

Частота вращения барабана

Соотношение между длиной и диаметром L/D = 3 — 10. Мощность, затрачиваемая на вращение барабана,

Размеры распылительных сушилок (объем камеры) чаще всего определяют по объемному коэффициенту теплоотдачи.

 

 

Объемный коэффициент теплоотдачи а_об определяется количеством теплоты, передаваемым от горячего теплоносителя к холодному (при их непосредственном соприкосновении) в 1 м³ аппарата за 1 с при температурном напоре, равном 1 °С:

В этом случае объем сушильной камеры

 

При определении размеров кольцевых сушилок единовременную загрузку рассчитывают в зависимости от производительности сушилки, длительности процесса и числа шкур на раме, пластине.

Смотрите также

teploobmennye-apparaty.ru