Реферат: Анализ работы компрессорных установок

--PAGE_BREAK--< Тн первый вариант будет более эффективным с экономической точки зрения.

В противном случае — наоборот. Это неравенство можно записать в виде


<img width=«129» height=«47» src=«ref-1_1650734726-345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> (1.14)
Величина, обратная нормативному сроку окупаемости, называется нормативным коэффициентом эффективности Е. Величину П = Э + ЕК принято называть приведенными затратами (сумма эксплуатационных издержек и капитальных вложений, отнесённых к одному году нормативного срока окупаемости).

Если сравниваются не два варианта, а несколько, то наиболее эффективным будет тот, у которого приведенные затраты являются минимальными.

Тот факт, что в структуре приведенных затрат фигурируют фундаментальные экономические категории, позволяет применять этот критерий для оптимизации любых конструкций и систем независимо от их особенностей и назначения. Это придаёт большую универсальность приведенным затратам как критерию оценки суммарных достоинств конкурирующих вариантов. Для вычисления приведенных затрат её составляющие должны быть выражены через технические характеристики рассматриваемой конструкции или системы: массу, габаритные размеры, потери энергии и т.п.

Таким образом, несмотря на экономическую природу приведенных затрат, внутреннее содержание этого критерия является техническим. Иными словами, приведенные затраты представляют собой синтетическую величину, характеризующую технические достоинства конструкции или системы в экономической форме. В частности, применительно к системам охлаждения, повышение термодинамического совершенства схемы приводит к снижению затрат энергии на реализацию процесса сжатия и, следовательно, к уменьшению годовых эксплуатационных издержек. Одновременно, как было отмечено выше, растут капитальные вложения на реализацию большого числа аппаратов больших габаритных размеров. Приведенные затраты позволяют оценить суммарный эффект этого

мероприятия. Внутреннее содержание составляющих приведенных затрат зависит от особенностей конкретного инженерного сооружения. При этом, чем полнее учитываются различные категории затрат, тем более обоснованным является результат анализа.

Для компрессорной установки 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 издержки могут быть разделены на две группы:

Ø                пропорциональные капитальным вложениям

Ø                 не зависящие от них

К первой группе относятся амортизационные отчисления и расходы на текущий ремонт и содержание установки:
Э = А-К+Ар-К, (1.16)
где А — доля годовых амортизационных отчислений, Ар — доля годовых расходов на ремонт и содержание установки.

От капитальных вложений на компрессорную установку не зависят стоимости энергии на привод компрессора и хладагента (например, оборотной воды)




<img width=«231» height=«24» src=«ref-1_1650735071-384.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">, (1.17)
где Цэ — цена энергии, руб./(кВт-ч), Цв — цена хладагента, руб./м3, Nk— потребляемая мощность компрессорной установки, кВт, Vb— расход хладагента, м3/с, Т — время работы установки, ч.

Нормативный коэффициент эффективности Е обычно принимается равным, что соответствует значению нормативного срока окупаемости, примерно в 7 лет.



2. АНАЛИЗ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ РАЗЛИЧНЫХ ТИПОВ
Энергия привода компрессора тратится на сжатие газа и покрытие механических потерь. Как указывалось выше, энергия сжатия газа при наличии концевого охладителя практически полностью отводится в окружающую среду. Энергия, затрачиваемая на покрытие механических потерь, превращается полностью в теплоту трения узлов компрессора и также должна быть передана окружающей среде. Комплекс оборудования, осуществляющий передачу теплоты от компрессорной установки окружающей среде, называется системой охлаждения. По способу передачи теплоты окружающей среде системы охлаждения компрессорных установок можно разделить на три основных типа:

1.                 системы непосредственного охлаждения;

2.                 системы с промежуточным теплоносителем;

3.                 смешанные системы[1]

Окружающей средой для компрессорных установок является совокупность атмосферного воздуха и воды надземных и подземных водоёмов (морей, озёр, рек, родников, артезианских источников и т.д.). За исключением специальных случаев (например, в судовых установках) теплота компрессорных установок отдаётся воздуху. Поэтому из числа систем непосредственного охлаждения наибольший интерес представляют системы воздушного охлаждения. Системы охлаждения с промежуточным теплоносителем подразделяются на открытые водооборотные (наиболее распространённые в настоящее время) и системы с закрытым контуром для промежуточного теплоносителя. По виду теплообмена сжимаемого газа с промежуточным теплоносителем различают системы рекуперативные и контактные (конвективного и испарительного охлаждения). Смешанные системы охлаждения представляют собой различные комбинации непосредственного охлаждения и охлаждения с промежуточным теплоносителем. Например, газоохладители компрессорной установки работают по схеме с промежуточным теплоносителем, а маслоохладители — по схеме непосредственного охлаждения. В общем 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 к этом аппаратам воздуха или воды. В системах с промежуточным теплоносителем, к перечисленному добавляются насосы для его транспортировки и аппараты, в которых промежуточный теплоноситель отдаёт теплоту окружающей среде.

Ниже будут рассмотрены основные системы охлаждения: открытая водооборотная; с непосредственным воздушным охлаждением; с воздушным охлаждением промежуточного теплоносителя в закрытом контуре и с утилизацией теплоты компрессорной установки.
2.1 Открытые водооборотные системы охлаждения
Промежуточным теплоносителем в таких системах является вода. На рис. 2.1 представлена открытая водооборотная система охлаждения многоступенчатого компрессора.
<img width=«417» height=«208» src=«ref-1_1650735455-13894.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">

Рис. 2.1. Открытая водооборотная система охлаждения




Газ из ступени сжатия 6 поступает в газоводяной охладитель 7 и далее в ступень 8. Циркуляцию масла в компрессорной установке обеспечивает маслонасос 2. Теплота трения от редуктора 4, муфты 5 и подшипников 3 отводится водой в маслоохладителе 1. После охладителей компрессора вода поступает в открытую градирню 10. В градирне происходит контактный теплообмен воды с окружающим воздухом и одновременно испарительное охлаждение. Воздух в градирне перемещается естественной тягой (башенные градирни) или вентилятором 11 (вентиляторные градирни). Стекающая в нижнюю часть градирни охлаждённая вода возвращается насосом 9 в охладители 1, 7. В установках небольшой мощности вместо градирен иногда используют брызгальные бассейны.

Основные преимущества открытых водооборотных систем связаны с высоким коэффициентом теплоотдачи со стороны воды, определяющем сравнительно небольшие размеры газо- и маслоохладителей, возможность их размещения в непосредственной близости от машин и соответственно малую протяжённость газоводов.

К недостаткам открытых водооборотных систем можно отнести:

1)                высокую стоимость охлаждающей воды;

2)                нестабильность характеристик компрессоров, оснащённых открытыми во- дооборотными системами охлаждения;

3)                нерентабельность утилизации низкотемпературной теплоты, характерной для открытых водооборотных систем.
2.2 Системы непосредственного воздушного охлаждения
Система непосредственного воздушного охлаждения компрессорной установки представлена на рис. 2.2.

 Хладагентом в газоохладителе 1 и маслоохладителе 2 является окружающий воздух, прокачиваемый через теплообменники вентилятором 3. На рис. 2.2. масло- и газоохладитель объединены в блок охладителей с общим вентилятором. В крупных компрессорных установках таких блоков несколько, каждый с автономным вентилятором.
<img width=«409» height=«166» src=«ref-1_1650749349-10384.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">

Рис.2.2. Системы непосредственного воздушного охлаждения
Основной причиной, длительное время препятствующей широкому использованию систем воздушного охлаждения в компрессорных установках (КУ), является низкий уровень теплоотдачи со стороны воздуха, приводящий к резкому увеличению теплопередающей поверхности, т.е. металлоёмкости и размеров аппаратов воздушного охлаждения (АВО). Если последствия роста металлоёмкости очевидны, то рост их размеров в силу специфики компоновки теплообменников с компрессорной установкой требует отдельного рассмотрения.

Перевод КУ с водяного на воздушное охлаждение на ряду с ростом размеров ставит проблему подвода и отвода охлаждающего воздуха. Для КУ малой и

средней производительности сравнительно небольшие расходы охлаждающего воздуха не препятствуют размещению АВО непосредственно в машинном зале. Однако крупногабаритные трубчатые АВО с трубами большого диаметра в сочетании с развитыми диффузорами и конфузорами требуют значительного увеличения площади машинного зала и соответственно капитальных вложений на установку. Не решает проблему уменьшения габаритных размеров АВО использование пучков высокооребрённых труб, поскольку при росте компактности за счёт оребрения, со стороны охлаждающего воздуха компактность внутритрубных поверхностей остаётся без изменения. Более того, нередко габаритные размеры АВО с оребрёнными трубами оказываются больше гладкотрубных АВО в связи с увеличением шагов между трубами.

Особые преимущества перевода на непосредственное воздушное охлаждение имеют воздушные КУ, составляющие основу компрессорного парка.

Реализация систем непосредственного воздушного охлаждения КУ потребовала решения двух задач, связанных с диапазоном температур окружающего воздуха. Первая — удаление инея и льда в каналах ПРТ в условиях отрицательных температур. Эта задача решается автоматическим отключением вентилятора при некотором обмерзании каналов и соответствующем росте их сопротивления. Отметим, что скорость таяния льда в потоке горячего воздуха во много раз превышает скорость льдообразования. Вторая задача — обеспечение параметров, обусловленных техническими условиями КУ при температуре наружного воздуха выше +40°С. Поскольку период таких температур даже в самых жарких районах (Ташкент, Красноводск, Ферган) не превышает 1,5 — 2 % общего времени, влияние этих режимов на уровень энергопотребления КУ несущественно. Основная опасность связанна с превышением допустимых в КУ температур, поскольку иногда остановка компрессора приводит к остановке всего технологического процесса. Эта задача решается предварительным испарительным охлаждением атмосферного воздуха.

Заканчивая анализ систем непосредственного воздушного охлаждения, остановимся на двух основных недостатках. Первый — ограниченные возможности утилизации теплоты, отводимой от КУ. В отличии от открытых водооборотных систем теплота может быть использована для отопления компрессорной станции. Этим, однако, приходится ограничиться, поскольку передача нагретого в АВО воздуха даже на относительно небольшие расстояния требует изолированных трубопроводов большого диаметра и мощных центробежных вентиляторов.

Как правило, такая утилизация оказывается нерентабельной. Второй недостаток систем непосредственного воздушного охлаждения связан с протяжённостью газоводов. Дело в том, что ПРТ решили проблему размеров и размещение АВО в машинном зале лишь для КУ малой и средней производительности. Для осевых, центробежных и крупных поршневых компрессоров, смонтированных в машинных залах, размещение АВО в непосредственной близости от компрессоров невозможно из-за больших расходов охлаждающего воздуха, больших габаритных размеров аппаратов и сложности консольной установки колеса вентилятора большого диаметра. Единственно возможная компоновка — вынесение аппарата за пределы компрессорной станции. При этом толстостенные газоводы большого диаметра существенно увеличивают капитальные вложения, а уменьшение их диаметра и соответственно стоимости ведёт к недопустимому росту потерь.
2.3 Системы воздушного охлаждения с промежуточным

теплоносителем в закрытом контуре
Закрытый контур с промежуточным теплоносителем позволяет устранить основные недостатки не только открытых водооборотных систем, но и систем непосредственного воздушного охлаждения. Схема той системы представлена на рис.2.3. Газ охлаждается в жидкостном охладителе 2, масло — в маслоохладителе 1, а охлаждающая жидкость, циркулирующая с помощью насоса 5 по закрытому контуру, отдаёт теплоту компрессорной установки охлаждающему воздуху в рекуперативном теплообменнике 4 с вентилятором 3.


<img width=«399» height=«194» src=«ref-1_1650759733-12424.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">

Рис. 2.3. Система охлаждения с промежуточным теплоносителем в закрытом контуре
Большинство преимуществ закрытого контура связанно с возможностью использования в качестве промежуточного теплоносителя любой очищенной жидкости: дистиллированной воды, антифриза, масла и т.д. Отсутствие опасности солеотлажения и загрязнения теплоперерабатывающей поверхности стабилизирует характеристики КУ, [1] допускает использование высококомпактных 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 до 100°С. При этом пропорционально перепаду сокращается расход промежуточного теплоносителя и соответственно затраты на его заливку, подпитку и прокачку. В правильно спроектированной системе расход энергии на привод насоса не превышает 0,5% энергии на привод КУ. В итоге, одна из главных статей расхода на охлаждение КУ с открытыми водооборотными системами — затраты на промежуточный теплоноситель (охлаждающую воду) — в системах с закрытым контуром сводится к минимуму. Другим важнейшим следствием высокого уровня температур промежуточного теплоносителя в закрытом контуре является возможность утилизации теплоты КУ. Наиболее целесообразно утилизировать теплоту на отопление зданий. В отличии от системы непосредственного воздушного охлаждения промежуточный теплоноситель позволяет отапливать не только помещение компрессорной станции, но и объекты, расположенные на значительном удалении от станции, поскольку транспортировка жидкого теплоносителя не связанна с большими расходами. Такими объектами могу быть жилые и промышленные здания, теплицы.

Схема системы охлаждения с утилизацией представлена на рис. 2.4
<img width=«393» height=«284» src=«ref-1_1650772157-10597.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">

Рис. 2.4. Система охлаждения с утилизацией теплоты КУ
Промежуточный теплоноситель после газоохладителя 3 поступает в ёмкость 2, откуда либо полностью (зимой), либо частично (весной, осенью) подаётся насосом 1 через трубопровод 8 в отопительную систему 6. Отдав часть теплоты отопительной системе, промежуточный теплоноситель поступает в теплообменник 4, где охлаждается воздухом, подаваемым вентилятором 5. Тепловой поток в теплообменнике 4 в зависимости от температуры окружающего воздуха и соответственно нагрузки отопительной сети можно регулировать поворотам лопастей вентилятора. Для случаев критических нагрузок (резко отрицательные температуры) вентилятор 5 может быть отключён. При этом, естественно, характеристики компрессора ухудшаются. Летом, при отсутствии необходимости в отоплении, промежуточный теплоноситель из коллектора 2 по трубопроводу 7 подаётся прямо в аппарат воздушного охлаждения 4.

Одно из основных достоинств систем охлаждения с закрытой циркуляцией промежуточного теплоносителя — отсутствие протяжённых газоводов. Газожидкостные теплообменники устанавливаются в непосредственной близости от компрессора. Транспортировка теплоносителя, как указывалось, требует минимума затрат.



3. КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Основными элементами систем охлаждения компрессорных установок являются:

·                   теплообменные аппараты различного назначения (газо-, маслоохладители и др.);

·                   вентиляторы с приводами;

·                   устройства для сепарации влаги;

·                   увлажнители;

·                   насосы и ёмкости.

Широта диапазона рабочих параметров КУ, специфика их изменения в процессе сжатия, тенденции развития КУ и масштабы их выпуска в сочетании с условием унификации и специализации производства предъявляют к конструкциям элементов систем охлаждения вполне определенные требования.

В настоящее время максимальный расход сжатого газа через газоохладитель приблизительно равен 3000 м3/мин., а максимальное давление составляет примерно 250 МПа.

Анализ тенденций развития техники даёт основание предположить, что в ближайшие годы максимальные значения объёмного расхода и рабочего давления газоохладителей вырастут соответственно до 5000 м3/мин. и 700МПа. Большая часть аппаратов работает при объёмном расходе 250 м3/мин. и р<4,0МПа, причём особенно многочисленна группа с расходами менее 10 м3/мин. и давлением до 12МПа[1].

Различие параметров и серийность, естественно, приводят к различным конструктивным решениям газоохладителей и других элементов систем охлаждения. Ниже даётся описание и анализ основных вариантов возможных конструктивных решений различных элементов, используемых в инженерной практике.


3.1 Теплообменники компрессорных установок
Все охладители компрессоров по диапазону давлений и типу можно разбить на три группы:

1.                 газоохладители низкого (до 1,2 МПа) и среднего (до 4,0МПа) давлений;

2.                 газоохладители высокого давления (свыше 4,0 МПа);

3.                 охладители жидкости (масла, воды, промежуточного теплоносителя).

Конструкции теплообменников решающим образом зависят от выбора типа их основного элемента — теплопередающей поверхности, которая может быть выполнена или из труб, или из листового материала. Одной из важнейших характеристик теплопередающей поверхности является её компактность — площадь поверхности в единице объёма пространства, занятого соответствующим теплоносителем или объёма аппарата в целом. Для трубчатых 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 гидравлических сопротивлений, так и технологическими особенностями заделки труб в трубные решётки [1].

Наиболее эффективным и распространённым способом повышения компактности трубчатых поверхностей является оребрение труб. Наружные рёбра в зависимости от технологии изготовления могут быть цельнокатаными, насадными, ленточными, литыми и т.д. Цельнокатаные рёбра просты в изготовлении, не имеют контактных сопротивлений, неограниченны по материальному исполнению. Стальные цельнокатаные трубы изготавливаются лишь низкорёберными из-за сложности прокатки твёрдых материалов, низкой теплопроводности и низкой эффективности стальных рёбер. Алюминиевые цельнокатаные трубы свободны от этих недостатков. Однако сложность заделки таких труб в трубные решётки резко ограничивает область их применения.

Трубы с насадными рёбрами требуют дорогостоящего припоя, а также не очень стойки с вибрации. Цельнокатаные медные трубы просты в изготовлении, хорошо вальцуются в трубные решётки, надёжны в эксплуатации, однако, дефицитность меди ограничивает широкое применение таких труб. Во многом от этих недостатков свободны литые алюминиевые рёбра (материал несущей трубы — сталь), но производительность этого перспективного метода оребрения пока существенно уступает накатке.

Обычно теплопередающие трубы оребрены лишь с наружной стороны. Процесс внутреннего оребрения значительно сложнее, в связи с чем в теплообменниках компрессоров трубы с внутренним оребрением почти не применяются.

Другой способ повышения компактности теплопередающих поверхностей — создание пластинчатых конструкций. В настоящее время в практике используются два вида пластинчатых теплообменников — пластинчатые и пластинчато-ребристые.

Теплопередающая поверхность в пластинчатом теплообменнике образованна гофрированной пластиной. Теплоноситель течёт в зазоре между гофрами соседних пластин. Несмотря на высокую компактность пластинчатые теплообменники сравнительно редко используются в качестве газоохладителей компрессоров. Объясняется это, прежде всего, весьма высоким уровнем потерь давления охлаждаемого газа в таком аппарате (гофры являются здесь помимо теплопередающих и интенсифицирующими поверхностями). В тоже время такая интенсификация теплообмена для жидкостей может оказаться весьма эффективной, поскольку потери энергии при прокачке жидких теплоносителей существенно меньше, чем газообразных. Так, соотношение потерь энергии для воды и атмосферного воздуха при равных коэффициентах теплоотдачи в одинаковых геометрических системах составляет примерно 10-8 [1].

Второй тип — пластинчато-ребристые теплообменники. Здесь поверхность образуется проставочными листами, гофрированными насадками и ограничивающими элементами. Теплоноситель из коллекторов поступает в каналы, образованные гофрированными насадками и проставочными листами. Теплообмен происходит через стенку, роль которой выполняют проставочные листы и рёбра, образованные гофрированной насадкой. Пластинчато-ребристые теплообменники, обладая чрезвычайно высокой компактностью (1000-5000 м2/м3), свободны от недостатков пластинчатых аппаратов.

Пластинчато-ребристые теплообменные поверхности можно одинаково эффективно использовать в аппаратах воздушного охлаждения, газоводяных и масляных теплообменниках.
3.2 Газоохладители низкого и среднего давления
Как указывалось, это наиболее многочисленная группа газоохладителей. Охлаждаемой средой в таких аппаратах обычно является воздух, рабочие параметры которого лежат в весьма узком диапазоне, что и формирует требования к конструкциям аппаратуры этой группы. Конструкции должны обеспечивать возможность широкой унификации. Специфика теплообмена в процессе сжатия, связанная с изменением давления и объёмного расхода от секции к секции, требует от унифицированной констукции возможности пластинчатого изменения конфигурации (соотношения площади фронта и длины тракта) теплообменного элемента. Наряду с перечисленными требованиями должна быть обеспеченна возможность чистки трактов обоих теплоносителей, коррозионная стойкость, виброустойчивость элементов конструкции, прочность, плотность, неизменность формы теплопередающей поверхности и т.д.

Наибольшим разнообразием отличаются конструкции трубчатых и кожухотрубных теплообменников. Большинство газоводяных кожухотрубных аппаратов имеет цилиндрический корпус. Трубы заделаны в трубные решётки. Поскольку внутренняя поверхность круглых труб достаточно просто очищается от накипи, чаще всего вода подаётся в трубное пространство, газ — в межтрубное, но в некоторых случаях в охладителях поршневых компрессоров газ течёт по трубам, а вода в межтрубном пространстве. Для чистки аппаратов от накипи пучок труб вынимается из корпуса, хотя и при этом мелкий ремонт таких теплообменников затруднителен.

В теплообменниках, использующих расположенные вдоль осей корпуса гладкие трубы, организация нужного режима течения межтрубного теплоносителя (как правило газа) достигается установкой перегородок. Основные недостатки такой конструкции — большие масса и габаритные размеры, а также ограничение возможностей унификации, поскольку уменьшение числа перегородок ухудшает газораспределение, увеличивает перетечки и усиливает вибрацию труб. Снижение массы и габаритных размеров таких аппаратов путём использования поперечно-оребрённых труб связано со значительным усложнением конструкции, поскольку для достижения многоходовости межтрубного пространства необходима установка дополнительных трубных досок.

Значительно большие возможности варьирования площади проходного сечения межтрубного теплоносителя представляют конструкции, в которых трубы установлены поперёк корпуса.

Теплообменник состоит из одной или нескольких одинаковых теплопередающих секций (модулей). Варьируя размеры кожуха, толщину обечайки, число секций и способ их коллектирования, можно получить аппараты для широкого спектра расходов, давлений и физических свойств охлаждаемых газов с конфигурацией, близкой к оптимальной. Это позволяет несколькими унифицированными модулями закрыть практически всю область параметров газоводяных охладителей КУ, в которой кожухотрубные аппараты могут конкурировать с пластинчато-ребристыми. Существенным достоинством газоохладителей с поперечным расположением труб является возможность их компановки в одном корпусе с буферными ёмкостями и влагомаслоотделителями. Это отвечает современным тенденциям создания многоблочных конструкций. Последнее важное преимущество такой конструкции — возможность простой и эффективной чистки водяного тракта.

На прокачку охлаждаемого газа и хладагента в газоохладителях компрессоров расходуется от 3 до 10 % мощности, потребляемой компрессорной установкой. Причём она тем больше, чем больше скорости теплообменивающихся сред. Снижение скоростей приводит к росту габаритных размеров и массы аппаратуры. Поэтому в процессе проектирования стараются назначать такие скорости, чтобы достичь уровня оптимальных приведенных затрат. Низкая удельная металлоёмкость и высокая компактность ПРТ позволяет назначать в них скорости ниже, чем в аппаратах традиционных конструкций и таким образом добиваться снижения приведенных затрат. Помимо этого, применение компактной теплопередающей поверхности позволяет при тех же и даже меньших размерах газоохладителей компрессоров получить более глубокое охлаждение [1].

Механическая чистка ПРТ от загрязнений невозможна из-за большого числа каналов малого эквивалентного диаметра, образованных тонкими стенками. Это делает нецелесообразным их использование в открытых водооборотных системах. Вместе с этим это же обстоятельство позволяет упростить конструкцию ПРТ заменой съёмных коллекторов ПРТ приварными. Очистка поверхностей в таких конструкциях от масляного нагара и загрязнений производится с помощью щелочных растворов.

Таким образом, в газоводяных охладителях низкого и среднего давления открытых водооборотных систем охлаждения компрессоров предпочтение следует отдать кожухотрубным аппаратам с поперечным расположением труб с наружным оребрением при внутритрубном течении воды и межтрубном течении газа. В системах непосредственного воздушного охлаждения компрессоров и в закрытых системах с промежуточным теплоносителем в качестве охладителей на низкое и среднее давление газа наилучшие показатели имеют пластинчато-ребристые теплообменники.
3.3 Газоохладители высокого давления
Известны следующие типы газоводяных охладителей высокого давления:

·                   кожухотрубные;

·                   змеевиковые;

·                   аппараты типа «труба в трубе».

Кожухотрубные теплообменники высокого давления (Р=40МПа) наиболее целесообразно применять в КУ большой производительности.

В таких аппаратах газ течёт внутри гладких стальных теплопередающих труб, которые приварены к массивным трубным решёткам. Охлаждающая вода подаётся в межтрубное пространство. Необходимый режим течения воды обеспечивается поперечными перегородками, насаженными на теплопередающие трубы.

Доступ к наружным поверхностям труб для очистки их от накипи обеспечивается при демонтаже наружного корпуса.

В КУ малых производите л ьностей применяются змеевиковые охладители. Основное преимущество змеевиковых теплообменников — отсутствие трубных решёток. При этом, однако, вследствие большой протяжённости газового тракта возрастают гидравлические потери. Поэтому змеевиковые газоохладители используются лишь в ступенях высокого давления, где относительные гидравлические потери ниже, чем в ступенях низкого давления. Другим недостатком змеевиковых охладителей является сложность организации течения охлаждающего теплоносителя (большинство змеевиковых аппаратов водяные), поскольку обычные перегородки здесь установить весьма сложно. Поэтому, как правило, змеевиковые газоохладители используют в комбинированных конструкциях совместно с обычными кожухотрубными теплообменниками ступеней низкого давления.

Наибольшее распространение в качестве газоводяных охладителей ступеней высокого давления получили аппараты типа «труба в трубе». Газоохладители этого типа выполняются в виде нескольких параллельных секций, соединённых на входе и выходе общими коллекторами. Из соображений прочности охлаждаемый газ течёт по внутренней трубе, а охлаждающая вода — в зазоре между внутренней и наружной трубой. Соседние трубы соединяются между собой съёмными калачами. Основное преимущество таких теплообменников — возможность разборки и чистки. Основной недостаток — большие размеры и металлоёмкость.



4. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ КОМПРЕССОРНОЙ

УСТАНОВКИ
4.1 Технические характеристики компрессора
Компрессор К-250-61-5 предназначен для сжатия и подачи воздуха промышленного назначения по ГОСТ 23467-69 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 компрессора служит электродвигатель СТД-3150-23УХЛЧ мощностью 1575 кВт, напряжением 6 и 10 кВ. 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 Расчёт технологической схемы КУ
Первым этапом расчёта технологической схемы компрессорной станции является выбор ступеней компрессора и числа промежуточных охладителей. При увеличении числа охладителей затраты энергии на сжатие воздуха уменьшаются, но при большом числе ступеней охлаждения значительно возрастают аэродинамические потери в них, а следовательно будут расти и затраты энергии на сжатие.

Поэтому с учётом затрат на сооружение охладителей и их эксплуатацию, принято устанавливать следующее число промежуточных охладителей у ЦК:

·                   конечная степень сжатия <img width=«20» height=«25» src=«ref-1_1650782754-167.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">    продолжение
--PAGE_BREAK--=7,5-12

·                   число промежуточных охладителей — 2

На выбор вида газоохладителей влияет ряд факторов:

-                     диапазон производительности КУ;

-                     вид и параметры сжимаемого газа;

-                     вид системы охлаждения.

Межсекционные охладители входят в комплект поставки КУ. В качестве концевого для К-250-61-5 выбирают воздухоохладитель типа ВОК-79.2.

1.                 Из п.4.1. степень сжатия в соответствующих ступенях компрессора:

<img width=«213» height=«25» src=«ref-1_1650782921-685.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> 2.Зная степень сжатия в каждой ступени компрессора, необходимо под считать работу сжатия воздуха в каждой ступени компрессора и  конечную температуру воздуха за ступенями.

Работу адиабатического сжатия в любой ступени многоступенчатого компрессора можно найти
<img width=«200» height=«52» src=«ref-1_1650783606-774.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">,  (4.1)
где k= 1,4 — показатель адиабаты для воздуха; R=287,14 Дж/кг-К — газовая постоянная; <img width=«23» height=«25» src=«ref-1_1650784380-168.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">= 0,75 – 0,9 — адиабатический КПД; <img width=«27» height=«25» src=«ref-1_1650784548-132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">  — температура воздуха на входе в i-ю ступень компрессора.
<img width=«389» height=«51» src=«ref-1_1650784680-1638.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">

<img width=«383» height=«51» src=«ref-1_1650786318-1653.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">

<img width=«377» height=«51» src=«ref-1_1650787971-1611.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">
Полная удельная работа сжатия




<img width=«67» height=«48» src=«ref-1_1650789582-327.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"> (4.2)

lk = 113940+85998+64532=264470 Дж/кг
Мощность компрессора
<img width=«109» height=«52» src=«ref-1_1650789909-573.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">, (4.3)
где G— массовый расход воздуха, кг/мин
<img width=«224» height=«25» src=«ref-1_1650790482-779.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">, кг/мин.

<img width=«48» height=«25» src=«ref-1_1650791261-193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">0,97 — 0,98 — механический КПД.

<img width=«200» height=«49» src=«ref-1_1650791454-1074.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">кВт
Температура воздуха после ступени компрессора
<img width=«171» height=«52» src=«ref-1_1650792528-617.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094"> (4.4)

<img width=«272» height=«51» src=«ref-1_1650793145-1182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">

<img width=«272» height=«51» src=«ref-1_1650794327-1170.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">

<img width=«268» height=«51» src=«ref-1_1650795497-1122.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">
Количество тепла отданное в промежуточном охладителе можно определить, зная температуру воздуха перед и после охладителя


<img width=«167» height=«28» src=«ref-1_1650796619-574.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">, (4.5)
где <img width=«19» height=«28» src=«ref-1_1650797193-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099"> = 1.007 кДж/кгК — теплоёмкость воздуха, <img width=«19» height=«20» src=«ref-1_1650797364-173.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100"> = 5.08 кг/с — расход воздуха через компрессор.
<img width=«308» height=«47» src=«ref-1_1650797537-1327.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">

<img width=«309» height=«47» src=«ref-1_1650798864-1334.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">

<img width=«309» height=«47» src=«ref-1_1650800198-1316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">
Аналогично произведён расчёт при различной температуре окружающей среды. Результаты расчёта сведены в таблицу 4.1.
Таблица 4.1. Результаты расчёта схемы компрессора при различной

температуре окружающей среды

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 изменение температуры воздуха на выходе из ступени компрессора при изменении температуры окружающей среды показано на рис. 4.1.
<img width=«462» height=«290» src=«ref-1_1650801514-16731.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">

Рис. 4.1. График зависимости Твых.к. = f(Toc)
4.3 Расчёт ступени системы охлаждения компрессора К-250-61-5
1.                 Определим секундный расход сжатого газа
<img width=«76» height=«47» src=«ref-1_1650818245-407.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105"> (4.6)

<img width=«189» height=«47» src=«ref-1_1650818652-907.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">
Из процесса сжатия (рис. 4.2.) определим количество тепла, которое отнимается в газоохладителе




<img width=«187» height=«28» src=«ref-1_1650819559-591.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">, (4.7)
где <img width=«19» height=«28» src=«ref-1_1650797193-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">= 1,007 кДж/кгК — теплоёмкость воздуха.

<img width=«305» height=«47» src=«ref-1_1650820321-1294.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">
<img width=«383» height=«221» src=«ref-1_1650821615-4537.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">

Рис. 4.2. Ступень охлаждения компрессор
2.                 Возьмём для расчёта конструктивные размеры газоохладителя заводского изготовления
<img width=«68» height=«52» src=«ref-1_1650826152-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">;
-                     наружный диаметр оребрения: 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 на 1м длины
<img width=«72» height=«47» src=«ref-1_1650826595-401.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112"> (4.8)

<img width=«119» height=«49» src=«ref-1_1650826996-573.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">
3.                 Поверхность рёбер
<img width=«179» height=«47» src=«ref-1_1650827569-696.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114"> (4.9)

<img width=«323» height=«48» src=«ref-1_1650828265-1215.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">
4.                 Поверхность 1м длины трубы, свободная от рёбер
<img width=«183» height=«27» src=«ref-1_1650829480-552.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116"> (4.10)

<img width=«423» height=«48» src=«ref-1_1650830032-1541.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">
5.                 Полная внешняя ребристая поверхность
<img width=«88» height=«28» src=«ref-1_1650831573-244.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">  (4.11)

<img width=«225» height=«48» src=«ref-1_1650831817-934.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">
7. Внутренняя поверхность трубы без рёбер

<img width=«109» height=«25» src=«ref-1_1650832751-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120"> (4.12)

<img width=«231» height=«48» src=«ref-1_1650833089-902.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">


<img width=«180» height=«55» src=«ref-1_1650833991-884.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">
8. Определение площади живого сечения одного межрёберного канала в поперечном ряду пучка (рис. 4.3)
<img width=«493» height=«230» src=«ref-1_1650834875-10753.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">

Рис. 4.3. Сечение поперечного ряда
<img width=«353» height=«29» src=«ref-1_1650845628-1201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124"> (4.13)

<img width=«117» height=«29» src=«ref-1_1650846829-429.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">
9. Определим смоченный периметр одного межрёберного канала
<img width=«233» height=«28» src=«ref-1_1650847258-711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126"> (4.14)

<img width=«377» height=«47» src=«ref-1_1650847969-1318.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">
10. Определим эквивалентный диаметр
<img width=«81» height=«49» src=«ref-1_1650849287-370.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128"> (4.15)

<img width=«217» height=«49» src=«ref-1_1650849657-976.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">
11. Принимая экономическую скорость воздуха w=15 м/с, определим площадь живого сечения пучка ребристых труб для прохода воздуха:

а) средняя определяющая температура:
<img width=«196» height=«25» src=«ref-1_1650850633-617.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">,
где <img width=«24» height=«25» src=«ref-1_1650851250-140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131"> — температура воды на входе в газоохладитель, tw2— температура воды на выходе из газоохладителя.
<img width=«413» height=«76» src=«ref-1_1650851390-2078.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">
б) определяем основные константы для воздуха [3]:

·                   коэффициент динамической вязкости <img width=«120» height=«47» src=«ref-1_1650853468-521.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">

·                   коэффициент теплопроводности <img width=«93» height=«47» src=«ref-1_1650853989-560.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">

·                   число Прандтля <img width=«73» height=«23» src=«ref-1_1650854549-370.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">

·                   определим среднюю плотность воздуха
<img width=«319» height=«52» src=«ref-1_1650854919-1336.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">

в)<img width=«89» height=«52» src=«ref-1_1650856255-421.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">

<img width=«184» height=«49» src=«ref-1_1650856676-853.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">

12. Определим число труб в одном поперечном ряду, при заданной длине L=565 мм.
<img width=«84» height=«53» src=«ref-1_1650857529-427.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">

<img width=«207» height=«49» src=«ref-1_1650857956-1132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140"> штук
Принимаем <img width=«60» height=«25» src=«ref-1_1650859088-277.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">.

13. Длина обтекания ребристой трубы
<img width=«273» height=«51» src=«ref-1_1650859365-1076.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142"> (4.18)

<img width=«473» height=«49» src=«ref-1_1650860441-1799.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">м
14. Определим диагональный шаг пучка:
<img width=«392» height=«182» src=«ref-1_1650862240-6021.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">

Рис. 4.4. Диагональный шаг пучка
<img width=«135» height=«57» src=«ref-1_1650868261-649.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145"> (4.19)

<img width=«224» height=«52» src=«ref-1_1650868910-1029.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146">

15. Определим коэффициент Csдля шахматных пучков
<img width=«143» height=«57» src=«ref-1_1650869939-643.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147"> (4.20)

<img width=«204» height=«49» src=«ref-1_1650870582-1005.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">
16. Определим коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха
<img width=«288» height=«47» src=«ref-1_1650871587-992.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149"> (4.21)

<img width=«559» height=«75» src=«ref-1_1650872579-2484.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150">
17. Расчёт КПД ребра
<img width=«103» height=«59» src=«ref-1_1650875063-606.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">, (4.22)
где <img width=«21» height=«28» src=«ref-1_1650875669-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152">= 397 Вт/м2К — коэффициент теплопроводности меди
<img width=«195» height=«55» src=«ref-1_1650875857-1027.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">

<img width=«276» height=«47» src=«ref-1_1650876884-960.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">
По номограмме [4] при <img width=«116» height=«52» src=«ref-1_1650877844-596.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">и <img width=«55» height=«56» src=«ref-1_1650878440-340.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">находим <img width=«71» height=«25» src=«ref-1_1650878780-351.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">


18. Эффективность ребристой поверхности
<img width=«165» height=«51» src=«ref-1_1650879131-597.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158"> (4.23)

<img width=«260» height=«49» src=«ref-1_1650879728-1090.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159">
19. Площадь живого сечения для прохода воды
<img width=«120» height=«53» src=«ref-1_1650880818-516.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160"> (4.24)

<img width=«117» height=«53» src=«ref-1_1650881334-520.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161">,
где <img width=«13» height=«20» src=«ref-1_1650881854-160.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162"> = 995 кг/м3 — плотность воды; ср = 4.19кДж/кгК — теплоёмкость воды.
<img width=«289» height=«28» src=«ref-1_1650882014-751.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">

<img width=«165» height=«49» src=«ref-1_1650882765-741.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">кг/с
Принимаем скорость воды <img width=«39» height=«27» src=«ref-1_1650883506-217.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165">= 2.5 м/с, тогда
<img width=«172» height=«49» src=«ref-1_1650883723-829.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">м2
20. Определим количество труб в ходе
<img width=«89» height=«52» src=«ref-1_1650884552-461.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167"> (4.25)

<img width=«161» height=«53» src=«ref-1_1650885013-833.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">
Принимаем <img width=«59» height=«25» src=«ref-1_1650885846-252.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169">

21. Фактическая скорость течения воды в трубах
<img width=«187» height=«73» src=«ref-1_1650886098-780.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170"> (4.26)

<img width=«260» height=«75» src=«ref-1_1650886878-1109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">м/c
22. Коэффициент теплоотдачи со стороны воды
<img width=«277» height=«52» src=«ref-1_1650887987-1120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172"> (4.27)

<img width=«356» height=«53» src=«ref-1_1650889107-1414.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">Вт/м2К
23. Коэффициент теплоотдачи
<img width=«125» height=«80» src=«ref-1_1650890521-684.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174"> (4.28)

<img width=«212» height=«73» src=«ref-1_1650891205-1220.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">Вт/м2К
24. Площадь теплопередающей поверхности


<img width=«87» height=«47» src=«ref-1_1650892425-445.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176"> (4.29)

<img width=«176» height=«49» src=«ref-1_1650892870-991.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177">м2
25. Определим общее количество труб
<img width=«127» height=«52» src=«ref-1_1650893861-507.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178">    продолжение
--PAGE_BREAK--