КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Энергетический аудит»

на тему: «Определение энергоэффективности гидравлических и пневматических систем»

СОДЕРЖАНИЕ

1.Определение энергоэффективности гидравлических и пневматических систем

2.Определение энергоэффективности системы сжатого воздуха

Список использованной литературы

1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ И ПНЕВМАТИЧЕСКИХ СИСТЕМ

Рассчитать трубопроводную сеть (рис.1) и подобрать насосный агрегат 1 для подачи жидкости в производственных условиях из резервуара 2 в бак 8, расположенный на высоте над осью насоса. Величины абсолютных давлений на свободных поверхностях жидкости в резервуаре и баке равны соответственно и На всасывающей линии имеются приемный клапан 3 с защитной сеткой, на нагнетательной линии – дисковая задвижка 4 и обратный клапан 7. В системе возможна установка расходомерной шайбы (диафрагмы) 5 или охладителя 6.

Рисунок 1.1 - Схема трубопроводной сети

Таблица 1.1 – Исходные данные

Величины		Вариант
Обозначение	Размерности	7
Жидкость	__	Вода
Температура жидкости	°C	20
Давление: в баке в резервуаре	МПа	0,20
	МПа	0,0,9
Высоты:	м	1,2
	м	0,8
	м	1,0
Углы , колен	градус	15;60
Отношение R/d отводов	__	6
Степень h/d открытия задвижки	__	0,75
Отношение So/S площадей диафрагмы	__	0,4
Коэффициент сопротивления охладителя	__	4
Материал и состояние труб	__	Медные
Назначение трубопровода	__	Вспомогательные трубопроводы для технической воды

ПОРЯДОК ПРОВЕДЕНИЯ РАСЧЕТА

1. Величины расходов Q, м³/з, высоты Н_Г, м, подъема жидкости и длины L₂, м, нагнетательного трубопровода следует принять равными:

где n – (n=93);

длина всасывающего участка трубопровода.

где n – число.

Диаметры труб в пределах всасывающего и нагнетательного участков считать постоянными, углы отводов принять равным

Ориентировочные значения допустимых скоростей течения жидкости в технических трубопроводах 0,6 – 0,8 м/с на всасываемом участке, допустимые скорости течения жидкости в напорных трубопроводов на нагнетательном участке 1,0 – 3,0.

2. Определяем диаметр труб для участков системы:

Приймаємо d₁=160 мм и d₂=80 мм.

3. Уточняем величины истинных скоростей течения жидкости в трубах:

.

4. Суммарные потери на всех участках системы определяем с учетом режима движения жидкости, материалов и состояния поверхностей труб, характера местных сопротивлений.

Значения чисел Рейнольдса вычисляем по формуле:

где ν=1,01·10^-6 м²/с – кинематический коэффициент вязкости для воды при температуре 20°С.

Режим движения жидкости на участках – турбулентный, так как .

Коэффициент λ_i потерь на трение можно определить по графику зависимости λ от Re для шероховатых труб:

и .

где - значение абсолютной шероховатости для бесшовных стальных труб, принимаем .

При Re₁=110891 – λ₁=0,023.

При Re₂=200990 – λ₂=0,025.

5. Потери напора на отдельных участках при движении жидкости по трубам вычисляем по формуле:

где g=9,81 м/с² – ускорение свободного падения тел.

6. Выбираем коэффициенты местных сопротивлений на всасываемом участке:

где коэффициенты местных сопротивлений:

- всасывающего клапана с сеткой при

- коэффициент сопротивления колена при

7. На нагнетательном участке:

коэффициент сопротивления задвижки при

коэффициент сопротивления диафрагмы при ;

коэффициент сопротивления охладителя;

коэффициент сопротивления обратного клапана (при );

коэффициент сопротивления "выход из трубы";

коэффициент сопротивления колена при ;

- коэффициент сопротивления отвода.

.

8. Требуемый напор Н насоса определяем по формуле:

где разность уровней свободных поверхностей жидкости в баке и резервуаре,

плотность воды при температуре .

,

.

.

Для значений подачи 0; 0,25; 0,5; 0,75; 1; 1,25 рассчитываем напор насоса.

Таблица 1.2 – Результаты гидравлического расчета системы для разных значений подачи

	0	0	0	0	0	0	0	0	36
14,4	02	0,8	31683,2	63366,3	0,024	0,026	0,017	1,13	37,2
27	0,37	1,5	58613,8	118812	0,023	0,025	0,06	4	40,1
40,5	0,56	2,24	88712,9	177426	0,022	0,025	0,13	8,7	45
54	0,75	3	118812	237623,8	0,021	0,025	0,24	15,7	52
72	1	4	158416	316831,7	0,021	0,025	0,43

28

64,5

Рисунок 1.2 – Характеристика насоса

По значениям Q и H выбираем центробежный насос типа К горизонтальный одноступенчатый, консольного типа с рабочим колесом одностороннего входа.

Насос 4К –8, с частотой вращения 2900 об/мин.

Мощность на валу насоса 17,5 кВт; на валу электродвигателя – 28 кВт.

Коэффициент полезного действия – 65,5 %.

9. Определяем потери:

,

Т – время эксплуатации в год (5000 ч);

С – стоимость . Принимаем С=0,5 грн.

Потери мощности:

,

Требуемая мощность электродвигателя с учетом запаса по возможным перегрузкам:

,

к = 1,05-1,2 – коэффициент запаса. Принимаем к = 1,2.

.

Определяем цену перерасхода электрической энергии в год одним электродвигателем:

.

Суммарный перерасход электрической энергии в год:

,

.

Полученные данные свидетельствуют о небольших потерях энергии при работе насоса.

Для повышения энергоэффективности гидравлической системы необходимо:

- уменьшение сопротивления сети трубопровода (местные и по длине трубопровода) за счет увеличения диаметра труб, уменьшения количества отводов, колен;

- уменьшить потери воды при ее подаче в оптимальном режиме, а также путем замены фланцевых уплотнений;

- повышение КПД насоса до паспортных данных за счет точной балансировке рабочих колес, а также за счет замены старых уплотнений новыми.

2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМЫ СЖАТОГО ВОЗДУХА

Рассчитать приведенную на схеме рисунка 2.1 сеть и подобрать компрессор на потребление сжатого воздуха с рабочим давлением в ремонтном цехе химического комбината.

Рисунок 2.1 – Схема компрессорной сети

Длины участков АВ, ВС, СД, CF, BE вычисляем по формуле:

число из двух последних цифр номера зачетной книжки ();

вариант задания;

порядковый номер участка.

Таблица 1. Исходные данные

Точка присоединения	Потребитель	Расход воздуха на единицу оборудования	Количество
D	Молоток пневматический КЕ-16	1,6	3
Е	Молоток отбойный ОМП – 10	2,3	1
F	Машина шлифовальнаяШР – 2	2,8	2
F	Гайковерт ручной ГП – 14	0,5	1
E	Пистолет – пульверизатор ПУ – 1	0,03	2
D	Ножницы-кусачки ПНК-3	1,3	1
D	Пила ручная РПТ	1,9	1
E	Пылесос для производственного мусора ПП – 3	1,3	1

1 Определяем длину участка сети ABCD:

;

;

;

;

.

2 Находим расчетный расход воздуха на участках:

,

где число потребителей с удельным расходом воздуха на участке і-м участке трубопровода (і=3…5).

;

3 Определяем расчетный расход компрессора суммированием расходов по участкам

.

4 Вычисляем величину потребного воздуха с учетом условий одновременности работы каждого вида оборудования и потерь сжатого воздуха от утечек.

Потребный расход по участкам

коэффициент одновременности работы; при z<10, при z=11…20, при z>20.

коэффициент утечек;

Общий расход

Потребный расход компрессора – это расход воздуха на участке АВ магистрали.

5 Расчет ориентировочных диаметров трубопроводов на каждом из участков сети:

Участок	1	2	3	4	5
Вычесленный	0,048	0,043	0,033	0,028	0,023
Принятый	0,050	0,050	0,040	0,04	0,025

6 Потери давления в сети от трения в сети и на местных сопротивлениях обычно не привышают 6-8% от среднего давления в трубопроводе.

Приведенные длины учкстков сети:

где эквивалентная длина, соответствующая наличию на участке длиной количеством m определенного вида местных сопротивлений с удельной характеристикой .

.

.

Приведенная длина магистрали:

,

7. Потери давления по магистрали:

,

,

,

,

.

Потребное давление Р, развиваемое компрессором, должно быть не менее

7. По основным параметрам Q и P подбираем тип и марку требуемого компрессора.

Таблица 2.6 – Технические характеристики компрессора

Тип компрессора		ВП3-20/9
Производительность,		20
Конечное давление, МПа		0,87
Масса, кг		4800
Габариты, мм		2370х1670х2230
Двигатель	Мощность, кВт	132
	Тип	ДСК-12-24-12
	Частота вращения,	500

4. Емкость воздухосборника V:

,

где производительность компрессора, .

4. Определяем потери:

,

производительность компрессора и расчетная производительность ;

конечное давление и расчетное давление компрессора, МПа;

Т – время эксплуатации в год (5000 ч);

С – стоимость . Принимаем С=0,5 грн.

Определяем цену перерасхода электрической энергии в год:

.

Полученные данные свидетельствуют о довольно больших потерях энергии при работе компрессора.

Для повышения энергоэффективности гидравлической системы необходимо:

- увеличение диаметра нагнетающих воздуховодов, дает экономию 6%;

- уменьшения количества отводов, колен;

- можно эффективно использовать тепло от компрессорной системы сжатого воздуха для отопления производственных помещений, а также для подогрева воды на технологические нужды. Это повышает энергетический КПД компрессора на 4-5%.;

- так как нагрузка компрессора не постоянная по времени, то его производительность должна контролироваться;

- целесообразна установить ресивер

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Методические указания к практическим занятиям по проведения гидравлических расчетов трубопроводных сетей, выбору насосных, вентиляционных и компрессорных установок промышленных предприятий по курсу «Гидравлика и гидравлические машины». Волков Н. И., 1989.

2. Каталог справочник насосы. Соколова Т.Ф., Тихонов А.Я., 1953.