Исходные данные к расчету

Спроектировать систему утилизационного хладоснабжения на базе абсорбционных водоаммиачных источников холода, исходя из следующих данных:

• температура отпускаемого холода = -20 С;

• производительность системы хладоснабжения = 2000 кВт;

• температура конденсации, определяемая температурой воды из системы оборотного водоснабжения = 35С;

• вид и параметры греющего теплоносителя, представляющие собой вторичный энергоресурс (ВЭР) – дымовые газы с температурой t_д.г.=190 C;

• высшую температуру в генераторе , С – определить.

• климатические условия - для г. Казани.

Схема водо-аммиачной холодильной установки

и принцип ее работы [2, 3]

Схема абсорбционной холодильной установки включает абсорбционную холодильную машину (АХМ), системы циркуляции хладоносителя и оборотного водоохлаждения. Схема АХМ представлена на рис. 1; изменение состояния бинарного рабочего раствора в процессах АХМ показано на рис. 2 в диаграмме (энтальпия - концентрация); внешний контур хладоносителя - на рис. 3, диаграмма изменения параметров оборотной воды в вентиляторной градирне – на рис. 4.

Ахм является термотрансформатором, в котором совмещены прямой и обратный циклы. Она предназначена для отвода теплоты от охлаждаемого объекта в окружающую среду при условии: . Привод установки осуществляется без затрат механической энергии, но при использовании тепловой энергии от внешнего греющего источника. Потребляется теплота низкого потенциала – в данном случае ВЭР дымовых газов.

Теплота подводится к генератору I АХМ, где кипит бинарный раствор вода-аммиак. Поскольку разность температур кипения компонентов бинарного раствора невелика (около 130 С), c целью отделения паров аммиака в схему АХМ включена ректификационная колонна II. Пары аммиака отводятся в верхней части колонны, а затем конденсируются в дефлегматоре III и конденсаторе IV, отдавая теплоту конденсации оборотной воде. Жидкий аммиак сливается в линейный ресивер v.

Для повышения энергетической эффективности АХМ в схеме предусмотрен регенеративный теплообменник VI, где жидкий аммиак в вентиляторной градирне переохлаждается перед тем, как поступить через дроссель VII в испаритель VIII, а пары аммиака на выходе из испарителя – перегреваются, после чего направляются в абсорбер IX.

Рис. 1. Схема абсорбционной водоаммиачной холодильной установки

1-8 характерные точки цикла;

I – генератор; II – ректификатор; III – дефлегматор; IV – конденсатор;

V, X – ресиверы; VI – регенеративный теплообменник;

VII, XIII – дроссель; VIII – испаритель; IX – абсорбер;

XI – водоамииачный насос; XII – теплообменник растворов

Рис. 2. Процессы абсорбционной водоаммиачной холодильной машины в

диаграмме энтальпия-концентрация i - x

Рис. 3. Схема циркуляции хладоносителя

1- насосы; 2 – испаритель холодильной машины; 3 – фильтр;

4 – распределительный коллектор; 5 - потребитель холода;

6 – расширительный бак; 7- возвратный коллектор;

8 – емкость для слива хладоносителя

Рис. 4. Диаграмма изменения параметров оборотной воды

В абсорбере пары аммиака поглощаются слабым раствором, поступившим из генератора через теплообменник растворов XII и дроссель XIII. Процесс абсорбции сопровождается выделением теплоты, которую отводят с оборотной водой. В результате образуется крепкий водоаммиачный раствор, собираемый в ресивере Х. Отсюда он насосом XI перекачивается через теплообменник XII в генератор и цикл замыкается.

Тепловой расчет цикла водо-аммиачной холодильной установки [3]

В ходе расчета цикла установки определяются параметры рабочего тела в характерных точках.

Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора

С,

где - минимально допустимый перепад температур в конденсаторе, С.

Температура оборотной воды на входе в конденсатор

С,

где - перепад температур в подающей и обратной линии охлаждающей воды от градирни, С.

Концентрацию паров аммиака на выходе из дефлегматора можно принять на уровне . Тогда, с учетом давление конденсации составит МПа (см. рис. 2 и рис. П1).

Принимая, что гидравлические потери в подающих трубопроводах пренебрежимо малы, давление паров аммиака на выходе из генератора будет таким же

МПа.

Низшая температура кипения раствора в испарителе

С,

где - минимально допустимый перепад температур в испарителе, С.

Исходя из этой температуры, а также принимая, что концентрация раствора кг/кг, находим МПа (см. рис. 2 и рис. П1).

Давление в абсорбере будет ниже, так как происходят гидравлические потери в коммуникациях МПа. Таким образом

МПа.

На диаграмме (см. рис.2 и рис.П1) следует нанести линии:

Состояние слабого раствора на выходе из генератора (точка 2 на рис.2) находится графически по высшей температуре кипения раствора в генераторе и давлению конденсации

C,

где - минимально допустимый перепад температур в генераторе, С. Этот перепад выбирается из рекомендуемых диапазонов.

газ – пар	tmin = 70  80 С,
газ – вода	tmin = 40  70 С,
вода – вода	tmin = 4  15 С,
конденсирующийся пар – вода	tmin = 3  8 С.

В данном случае режим соответствует системе газ-вода; концентрация слабого раствора кг/кг; энтальпия кДж/кг.

Концентрация крепкого раствора находится по давлению и низшей температуре раствора

С,

где - минимально допустимый перепад температур в абсорбере, С, который определяется из диапазона системы вода-вода.

С учетом переохлаждения раствора в абсорбере относительно насыщенного состояния (точка 4с на рис. 2), получим

C,

где – допустимые значения переохлаждения в абсорбере, C.

Действительная концентрация раствора определяется графически (см. рис. 2) и составляет кг/кг.

При полной абсорбции аммиака концентрация раствора (точка 4b) на выходе составила бы , т.е. недонасыщение раствора

кг/кг.

Состояние раствора на выходе из абсорбера (точка 4 на рис. 2) определяется графически – в точке пересечения линий и .

Действительная зона дегазации

кг/кг.

Проверяется условие

.

- истинно,

т.е. данный режим возможен. Если это условие не выполняется, то нужно скорректировать исходные данные.

Материальный баланс аммиака в генераторе

. (1)

Кратность циркуляции раствора определяется из соотношения

. (2)

С учетом (1) соотношение (2) приводится к виду

кг/кг.

Тепловой баланс теплообменника растворов имеет вид

, (3)

- К.П.Д. теплового потока.

Из уравнения (3) определяется значение энтальпии в точке 3 (на рис. 2)

кДж/кг.

Состояние крепкого раствора после теплообменника растворов на входе в ректификационную колонну (точка 1 на рис. 2) принимается насыщенным при давлении и концентрации . Этому состоянию соответствуют параметры: энтальпия кДж/кг; температура С.

По энтальпии и концентрации , определяющих состояние раствора в точке 3 (см. рис. 2), находится температура в этой точке С.

Процесс дросселирования происходит при постоянной энтальпии (h = const), поэтому в точке 3а выполняется условие

.

Поскольку жидкости обладают малой сжимаемостью, можно принять, что после насоса (точка 4а на рис. 2) энтальпия раствора не меняется, т.е.

.

На выходе из дефлегматора (точка 5 на рис. 2) принимается насыщенным, с параметрами: и . Этим параметрам соответствует энтальпия кДж/кг и температура С.

Точка 6 (см. рис. 2) отражает состояние раствора на выходе из конденсатора и может быть найдена из условий

.

Процесс испарение в испарителе происходит при переменной температуре. Низшая температура определена ранее, а высшая температура кипения (точка 8 на рис. 1 и рис. 2) определяется из уравнения

С,

где С, в зависимости от принятого значения . Однако выбор этого значения должен удовлетворять условию, что состояние смеси на выходе из испарителя находится в области влажного пара.

По изотерме и изобаре определяется состояние кипящей жидкости (точка 8). Затем по изотерме в области влажного пара находится равновесное состояние пара (точка 8). Тогда состояние влажного пара (точка 8) должно удовлетворять условию аддитивности

(4)

Состояние пара после регенеративного теплообменника (точка 8а на рис. 2) можно считать сухим насыщенным при и . При этом энтальпия пара кДж/кг; температура С.

Разность температур на теплом конце теплообменника

С.

Энтальпия жидкого раствора перед дросселем (точка 6а на рис.2) находится из уравнения теплового баланса регенеративного теплообменника

кДж/кг.

При этом значении энтальпии и концентрации находим температуру С.

Разность температур на холодном конце теплообменника

С.

Средний температурный напор в теплообменнике

С,

что обеспечивает компактность теплообменника при низких значениях коэффициента теплопередачи.

Процесс дросселирования происходит при постоянной энтальпии (точка 7)

,

но давление и температура изменяются: С; МПа.

Флегмовое число находится из уравнения материального баланса укрепляющей части ректификационной колонны

,

где принимается, что концентрация стекающей жидкости в сечении ректификатора, где вводится крепкий раствор (точка 1 на рис. 2), равна ;

Концентрация пара в этом сечении находится по давлению и температуре

С.

Здесь С – переохлаждение жидкости в колонне.

Таким образом, , а флегмовое число

кг/кг.

Температура и концентрация флегмы при давлении

С; .

Материальный баланс дефлегматора

(5)

Из этого уравнения находится концентрация пара на выходе из ректификационной колонны

Энтальпия и температура пара в точке 1а (на рис. 2) определяется по диаграмме (рис. П1)

кДж/кг; С.

Значения параметров узловых точек цикла АХМ сводятся в таблицу (см. табл. 1).

Таблица 1. Параметры узловых точек цикла АХМ

Точка цикла	Параметры
	, С	р, МПа	кг/кг	h, кДж/кг
Жидкость
1	111	1,35	0,320	250
1R	60	1,35	0,608	44
2	145	1,35	0,177	497
3	46	1,35	0,177	66
3a	46	0,144	0,177	66
4	31	0,144	0,320	-88
4c	31	1,35	0,320	-88
6	35	1,35	0,995	166
6a	8,2	1,35	0,995	39
7	-24	0,159	0,995	39
Пар
1a	102	1,35	0,940	1550
5	56	1,35	0,995	1360
8	-21	0,159	0,995	1185
8a	9	0,159	0,995	1312

Определение удельной и полной нагрузки основных элементов оборудования водо-аммиачной холодильной установки и подбор оборудования

Составляется тепловой баланс дефлегматора

(6)

Из уравнения (6) определяется удельная тепловая нагрузка дефлегматора

кДж/кг.

Тепловой баланс генератора

. (7)

Из уравнения (7) определяется удельная тепловая нагрузка генератора, кДж/кг

.

Тепловой баланс абсорбера

. (8)

Из уравнения (8) определяется удельная тепловая нагрузка абсорбера

кДж/кг.

Удельные тепловые нагрузки теплообменников АХМ определяются по разности энтальпий рабочего раствора на входе и выходе из соответствующего аппарата:

конденсатора

кДж/кг;

испарителя

кДж/кг;

теплообменника растворов

кДж/кг;

регенеративного теплообменника

кДж/кг.

Суммарное количество теплоты, подведенное к АХМ без учета теплового эффекта работы насоса

кДж/кг.

Суммарное количество отведенной теплоты с учетом тепловых потерь в теплообменниках

Расхождение составило:

,

что объясняется погрешностями при определении параметров по диаграмме. Если расхождение превысило 5 % следует уточнить параметры.

Исходя из принятого предположения, что жидкость несжимаема, удельная работа насоса составляет

кДж/кг.

где - удельный объем раствора, определяемый по процентному содержанию компонентов раствора и табл. П1-П3.

Энергетическая эффективность цикла АХМ

.

Подбор оборудования АХМ осуществляется на основе определения материальных потоков и расчета полных тепловых нагрузок оборудования

Массовый расход пара, поступающего в конденсатор и испаритель

кг/с.

Массовый расход крепкого раствора

кг/с.

Массовый расход слабого раствора

кг/с.

Массовый расход флегмы

кг/с.

Полные тепловые нагрузки аппаратов равны,:

испарителя

кВт;

конденсатора

кВт;

абсорбера

кВт;

генератора, с учетом тепловых потерь через изоляцию

кВт;

дефлегматора

кВт;

теплообменника растворов

кВт

регенеративного теплообменника

кВт.

Подбор теплообменников производится по площади необходимой поверхности (см. табл. П4-П6), определяемой соотношением, м²

, (9)

где - тепловая нагрузка соответствующего аппарата, кВт;

- температурный напор, который рассчитывается по противоточной схеме, С;

K - коэффициент теплопередачи, кВт/(м²К):

• для конденсатора и дефлегматора K = 600800;

• для испарителя и абсорбера K = 250600;

• для теплообменника растворов и регенеративного теплообменника K=200400.

Условное обозначение АХМ в соответствии с ОСТ 26.03-286-77 включает в себя:

• наименование - АВХМ (абсорбционная водоаммиачная холодильная машина);

• производительность (кВт);

• режим работы с указанием температуры кипения в испарителе (С);

• исполнение в соответствии с используемым греющим источником (I – водяной пар, II – горячая вода, III – парогазовые смеси);

• указание на способ охлаждения конденсатора (К – водяное охлаждение; В – воздушное охлаждение).

К примеру, обозначение АВХМ-580/15-IIК, соответствует абсорбционной водоаммиачной холодильной машине производительностью 580 кВт на номинальный параметр вырабатываемого холода (-15)С при использовании в качестве греющего теплоносителя технологической горячей воды и водяном охлаждении конденсатора.

Производительность АХМ выбирается из параметрического ряда, кВт: 290; 580; 1160; 1860; 2900; 4650; 7330; 9280.

В данном случае целесообразно выбрать две АХМ типа АВХМ-1160/15-IIIK.

Концентрация рассольного хладоносителя (см. табл. П8), применяемого для транспортировки холода к потребителю, выбирается по температуре его замерзания, которая должна быть приблизительно на 10 С ниже самой низкой температуры в системе (в испарителе).

Ресиверы (линейный и дренажный) для сглаживания дисбалансов в системе хладоснабжения и сбора хладагента в период ремонта подбираются по табл. П9, исходя из следующих соображений:

1. Линейный ресивер должен вмещать 40-60 % объема конденсатора (меньшее значение – для горизонтальных ресиверов, большее значение – для вертикальных).

2. Дренажный ресивер должен вмещать аммиак из любого аппарата системы при условии не более 80 % заполнения.

Тепловой расчет вентиляторной градирни

Тепловая нагрузка водоохлаждающего устройства (градирни)

кВт.

Расход оборотной воды

кг/с.

Состояние наружного воздуха принять по климатическим условиям г. Казани для июля месяца ( ).

Для вентиляторной пленочной градирни плотность орошения можно принять в диапазоне кг/(м² с).

Ширина зоны охлаждения

С.

Удельная тепловая нагрузка на единицу площади сечения градирни

. кВт/м².

Необходимая суммарная площадь поперечного сечения градирен:

м².

Выбираем две градирни (табл. П7) с площадью поперечного сечения 64 м² и вентиляторами для нагнетания воздуха 1ВГ-50.

Технико-экономическое сраВнение варианта организации системы хладоснабжения от абсорбционной холодильной установки с альтернативным вариантом - от аммиачной установки парокомпрессионного типа

Оценку технико-экономического эффекта при сравнении различных типов трансформаторов теплоты – компрессионных и абсорбционных, можно проводить по методу ЛТИХП, на основе расчета экономии ежегодных издержек, руб./ГДж

(10)

где З_т – замыкающие затраты на топливо, руб./т;

b_т – удельный расход топлива на отпущенную теплоту от ТЭЦ или котельной для обогрева генератора АХМ;

_т – коэффициент потерь АХМ, учитывающий потери теплоты в тепловых и холода в холодильных сетях, а также дополнительный расход электроэнергии на привод вспомогательных механизмов (насосы, КИП и пр.);

_т – тепловой коэффициент АХМ;

_т – коэффициент, учитывающий расход энергии на привод механизмов, входящих в состав АХМ;

Р_а, Р_р – доли отчислений на амортизацию и текущий ремонт;

- разность капитальных затрат при переходе к альтернативному варианту, руб./ГДж;

S_п – постоянная часть ежегодных издержек, руб./ГДж.

При использовании ВЭР теплотехнологии для обогрева генератора формула (10) преобразуется к виду

. (11)

Поскольку в течение года режим работы термотрансформаторов КХМ и АХМ изменяется, расчет энерго- и технико-экономических показателей необходимо проводить по усредненным годовым показателям, для чего может быть использовано следующее соотношение:

, (12)

где Х^год - усредненное за год значение параметра Х;

- число часов работы оборудования в году, час/год;

i – количество рассматриваемых режимов;

- продолжительность режима i, час/год;

Х_i – значение параметра Х, наблюдаемое в течение периода .

Базовым вариантом, по отношению к которому рассматривается изменение расчетных параметров, является вариант с установкой КХМ. В качестве критерия технико-экономической эффективности каждого из вышеперечисленных вариантов выбран показатель себестоимости 1 ГДж отпускаемого холода. Результаты расчетов сведены в табл. 2.

Для системы КХМ-КЭС, топливная составляющая затрат на производство холода в течение года рассчитывается по формуле, руб./год:

, (13)

где - годовые затраты электроэнергии на привод КХМ и вспомогательное оборудование, кВтч/год;

- годовые затраты электроэнергии на вспомогательное оборудование АХМ, кВтч/год;

- годовые затраты теплоты на привод генератора АХМ, кВт/год;

- коэффициент, учитывающий потери в электрической сети и прочие неучтенные потери электроэнергии. При отсутствии точных данных можно приближенно принять =0,9;

- коэффициент, учитывающий потери теплоты в тепловых сетях. При отсутствии точных данных можно приближенно принять =0,9.

Для системы АХМ-ВЭР формула (13) преобразуется к виду, руб./год:

. (14)

Объем использования оборотной воды в АХМ существенно возрастает по сравнению с парокомпрессионными установками, в связи с чем возрастает и объем подпиточной воды в системе оборотного водоснабжения. Изменение эксплуатационных затрат по оборотной воде рассчитывается по формуле, руб./год:

, (15)

где - стоимость оборотной воды, руб./м³;

- объем подпиточной воды в системе оборотного водоснабжения КХМ, м³/год;

- объем подпиточной воды в системе оборотного водоснабжения АХМ, м³/год;

- количество часов работы установки в году, ч/год.

Капитальные вложения в КХМ и АХМ, а также во вспомогательные системы влияют на объем отчислений на амортизацию и ремонт оборудования, что учитывается соотношением, руб./год:

. (16)

Суммарное изменение затрат на производство холода в течение года, руб./год:

. (17)

Для расчета изменения себестоимости 1 ГДж производимого холода, следует разделить полученную экономию годовых эксплуатационных затрат на годовую холодопроизводительность системы:

. (18)

Таблица 2. Технико-экономическое сравнение вариантов по себестоимости