Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Оценка энергетической эффективности теплотехнологических установок промышленных предприятий. Учебное пособие
.pdf
называть эту величину «коэффициентом сохранения (удержания)
η
1
2
(
)
max
min
1
∆⋅⋅
=
(
)
min
⋅
max
∆
(
)
⋅
(
)
б
δ
⋅⋅=
min
2
б
δ
(
)
min
⋅
δ
η
t
∆
теплоты (или холода)».
В практике оценки действующих рекуперативных теплообменников находит применение показатель тепловой эффективности η в виде:
Q
=
2
, (2.2)
Q
1
где
Q
– максимальное количество теплоты, которое может быть пе-
редано при данных температурных характеристиках теплоносителей
и исходя из возможных фазовых превращений;
Q
– количество теплоты, действительно переданной в теплооб-
меннике.
Для случая неизменного агрегатного состояния теплоносителей
(прямоточное или противоточное взаимное движение теплоносителей):
где
cG
– меньшее значение полной изобарной теплоемкости из
tcGQ
, (2.3)
двух теплоносителей;
t
– разность температур теплоносителей на входе в теплооб-
менник.
Подсчитанное по теплоносителю с меньшим значением
личество переданной в теплообменнике теплоты составит:
где
t
– изменение температуры теплоносителя с
tcGQ
, (2.4)
cG
В результате тепловая эффективность теплообменника:
t
∆
б
. (2.5)
t
max
=
cG
ко-
.
В практике анализа работы рекуперативных теплообменников
тепловых схем ТЭС используют также понятие «недогрев»
, пони-
мая под этим разность температур конденсации греющего пара
воды на выходе из аппарата:
31
s
t
и
гр
"
∆
η
⋅
η
F
L
LtFL
∆⋅⋅
α
гр
s
ttt −=∆
или
в
1
−=
. (2.6)
tt∆
max
Определенный интерес представляет описание с этих позиций
работы парового подогревателя жидкости или конденсатора для паротурбинных и холодильных установок. На основе совместного решения уравнений теплового баланса и теплопередачи легко можно
получить расчетное выражение в форме:
Fk
−
( )
cG
⋅
1
e
−=
min
, (2.7)
где k – значение коэффициента теплопередачи;
– поверхность теплопередачи теплообменника.
Из уравнения (2.7) следует, что тепловая эффективность теплообменника для указанных функций определяется безразмерным логарифмическим уравнением, показатель степени которого зависит от
значения коэффициента теплопередачи, поверхности теплопередачи,
расхода и изобарной удельной теплоемкости нагреваемого теплоносителя. Уравнение может быть легко трансформировано для определения температуры конденсации пара, что очень важно для конденсаторов паротурбинных и холодильных установок при оценке их энергоэффективности.
М.В. Кирпичевым предложено в качестве термодинамического
показателя эффективности рекуперативного теплообменника использовать отношение количества переданного через поверхность теплопередачи тепла Q к работе, затраченной на преодоление сопротивле-
ний по трактам теплоносителей L (показатель принято называть критерием Кирпичева - Ki).
В общем случае:
Ki =
Q
. (2.8)
Для оценки теплогидродинамических условий со стороны одного
из теплоносителей используется критерий Кирпичева в виде:
Q
Ki
==
32
, (2.9)
где α – коэффициент теплоотдачи со стороны выбранного теплоно-
F
∆
(
)
ст
тн
−
Ki
р
∆
L
α
сителя;
– поверхность теплопередачи;
t
– расчетная разность температур теплоносителя и теплопере-
p
дающей стенки,
Из уравнений (2.8) и (2.9) следует, что чем больше значение
tt
.
,
тем при прочих равных условиях данная форма поверхности совершеннее с теплогидродинамической (энергетической) точки зрения.
Вместе с тем анализ этого критерия в форме (2.9) показывает, что
при прочих равных условиях изменение скорости теплоносителя в
разной степени влияет на составляющие выражения, характеризующие работу аппарата. В соответствии с известным соотношением для
расчета интенсивности теплоотдачи коэффициент теплоотдачи α изменяется пропорционально скорости в степени 0,6-0,8. С другой стороны в соответствии с соотношениями гидрогазодинамики сопротивление потоку теплоносителя
пропорционально скорости в степени
1,7-1,8, а затрачиваемая в пределах теплообменника работа пропор-
циональна расходу теплоносителя в степени 2,7-2,8. Таким образом,
знаменатель выражений (2.8), (2.9) с увеличением скорости теплоносителей растет значительно быстрее, чем количество передаваемого
тепла, и значение Ki будет уменьшаться. Отсюда вывод: абсолютное
значение критерия Ki не может служить мерой теплогидродинамического совершенства теплообменного аппарата, но полезно при сопоставлении двух или нескольких аппаратов с различной формой поверхности.
Для исключения влияния разности температур критерий Ki можно выразить величиной, отнесенной к 1 градусу этой разности:
'
Ki⋅=
F
. (2.10)
Наиболее удобно сопоставлять эффективность теплообменных
аппаратов графически в логарифмической системе координат, когда
33
по оси абсцисс откладывают тепловые
(
)
(
)
(
)
⋅
MV,
T
M
V
F
1
2
L
совые
характеристики теплообменного аппарата, а по оси орди-
M
L
, объемные
F
L
V
или мас-
нат – коэффициенты теплопередачи (2.8) (теплоотдачи (2.9)), отнесенные к поверхности теплопередачи
сти теплопередачи
3
грмВт ⋅
или массе
2
грмВт ⋅
, объему поверхно-
гркгВт
.
Соответственно:
где
α
=
т
– соответственно объем и масса теплопередающей поверх-
,
tFQ∆⋅
p
α
об
=
,
tVQ∆⋅
p
α
=
м
,
tМQ∆⋅
p
ности.
В качестве примера на рис. 2.1 приведены результаты сопоставления различных форм поверхности теплопередачи рекуперативного
теплообменника.
lg
α
lg
α
об
lgα
м
3
L
Р и с. 2.1. Сопоставление форм поверхности теплопередачи (1, 2, 3)
по соотношениям критерия Ki
lg
lg;
lg;
L
L
Что следует из рис. 2.1:
1. Наиболее высокие показатели имеет форма поверхности 1.
2. Поверхности 2 и 3 уступают по выбранному показателю по-
верхности 1.
34
3. При невысокой напряженности работы теплообменного аппа-
η
∆
()(
)
∆
∆+∆
∆−+∆−
η
Е
∆
нт
∆
гс
∆
ос
∆
вп
∆
рата (L мало) поверхность 2 выгоднее поверхности 3.
4. При больших значениях L форма поверхности теплопередачи
3 является более предпочтительной, чем 2.
Таким образом, критерий Кирпичева является одним из показателей, с помощью которого можно сопоставить различные формы поверхности теплопередачи. Вместе с тем следует отметить использование в этом показателе качественно различных форм энергии и
вследствие этого невозможность оценки эффективности процессов
передачи теплоты на различных температурных уровнях. Поэтому
целесообразно рассмотреть и другие способы оценки энергоэффективности рекуперативных теплообменников.
Ряд авторов (П. Грассман и др.) предлагают в качестве показателя
эффективности теплообменника отношение изменений работоспособности (эксергии) теплоносителей воспринимающего и отдающего тепло:
Е
∆
Е
в
η
=
о
. (2.11)
ех
то
=
Так как эксергия является функцией состояния, то такое определение к.п.д. учитывает потери энергии от неравновесного теплообмена, теплообмена с внешней средой и затраты работы на преодоление
гидравлического сопротивления.
Гюи и Стодола используют в качестве к.п.д. теплообменного аппарата величину:
+
ЕЕ
21
11
−=
ЕЕ
+
Е
ЕЕ
. (2.12)
2121
в теплообмен-
η
==
ехто
+
ЕЕ
21
2211
−=
ЕЕЕЕ
Потери работоспособности энергии (эксергии)
ном аппарате определяются необратимостью следующих процессов:
неравновесным теплообменом теплоносителей при конечных значениях температур
сителей
Е
, теплообменном с внешней средой
Е
, гидравлическими сопротивлениями теплоно-
Е
, теплообменом
вдоль потока в результате теплопроводности элементов теплообмен-
Е
ного аппарата
.
35
В результате эксергетический к.п.д. теплообменника с использо-
∆+∆+∆+∆
η
ех
η
∆
i
∆
(
)
∑
∆⋅⋅=∆
iioc
δ
oc
(
)
i
i
∆
⋅
δ
i
i
∆
⋅
⋅
в
о
2
2
в
о
1
1
в
o
ванием (2.12) будет иметь вид:
ЕЕЕЕ
ех
1
−=
ЕЕ
+
21
впосгснт
. (2.13)
Одновременно с определением
ной доли каждого вида потерь
δ
производится оценка удель-
E
∑
i
, что дает возможность
∆
E
i
=
i
наметить пути усовершенствования агрегата.
Потери работоспособной энергии (эксергии)
Е
в любом про-
цессе определяется уравнением Гюи – Стодолы:
где
T
– температура окружающей среды, K;
SG
– общее приращение энтропии в процессе, кДж/К;
G
– масса вещества, участвующего в одном из элементов про-
SGTЕ
, (2.14)
цесса, кг;
S
– приращение энтропии в этом элементе,
КкгкДж
.
В случае теплообмена при постоянном давлении жидкости
или газа:
T
o
2
ln⋅=∆
ln⋅=∆
; (2.15)
T
o
1
T
в
2
, (2.16)
T
в
1
где
сс ,
– изобарные удельные теплоемкости отдающего (о) и вос-
рвро
cS
poo
cS
pвв
принимающего (в) теплоту теплоносителя (средние в температурном
интервале теплообмена),
ТТ
,
– температуры теплоносителей на выходе, К;
ТТ
,
– температуры теплоносителей на входе, К.
КкгкДж
;
Потери эксергии от неравновесного теплообмена:
сGТЕ
роооснт
T
T
o
2
o
1
⋅⋅+⋅⋅⋅=∆
сG
lnln
рвв
T
в
2
, (2.17)
T
в
1
где
GG ,
– расходы теплоносителей,
36
скг
;
ос
Т
o
1
const
p
=
=
(
)
i
i
ос
гс
∆⋅⋅=∆
δ
h
p
−
3
dpvdh
dq
⋅−=
0=dh
3
TRv
p
⋅=⋅
∆−=
3
2
p
∆
– температура окружающей среды, К.
Потери эксергии, вызванные теплообменом с внешней средой,
определяются температурой теплоносителя с более высоким потенциалом:
T
o
2
dT
( )
1
ε
⋅⋅⋅−⋅=∆
сGТЕ
рооосвс
T
o
∫
(2.18)
T
o
или при
и
constc
p
ТЕ
:
( )
ε
G
T
o
с
роовсвс
2
ln1 ⋅⋅⋅−⋅=∆
, (2.19)
T
o
1
где ε – коэффициент сохранения тепла (2.1).
Потери эксергии в результате гидравлических сопротивлений
теплоносителей определяются по общему соотношению Гюи и Стодолы (2.14):
В координатах
(давление – энтальпия) процесс неравновес-
SGТЕ
.
ного теплообмена изображается линией 1-2, 1-3 – теплообмен без
трения, 3-2 процесс дросселирования.
Изменение энтропии в процессе 3-2 запишется:
q
2
S
−
23
dq
=∆
q
. (2.20)
∫
T
В соответствии с первым законом термодинамики:
– процесс дросселирования. Далее
ду, что
и
ppp
, получаем
. (2.21)
S
−
сюда:
p
где
осгс
RGТЕ
⋅⋅⋅=∆ ln
– потери напора по тракту теплоносителя с расходом G.
37
p
2
⋅
dpv
−=∆
∫
23
p
. Имея в ви-
T
p
RS
−ln23
⋅=∆
∆−
, (2.22)
pp
∆−
. От-
pp
h
p
−
вп
∆
o
∆+∆+∆
η
Р
2
1
1
2
S
1
2
3
T
3
S
S
T
h
Р и с. 2.2. Изображение неравновесного теплообмена с трением
на
-диаграмме.
Численным значением потерь эксергии от теплообмена вдоль потока теплоносителя в результате теплопроводности элементов теплообменного аппарата
Е
для уравнения (2.13) в большинстве прак-
тических случаев можно пренебречь. Кроме того, знаменатель этого
уравнения может быть сформулирован как абсолютное изменение эксергии теплоносителя с расходом
G
отдающего теплоту в теплооб-
меннике. Если с теплоносителем не происходит изменений химического состава, то уравнение (2.13) запишется в виде:
ЕЕЕ
осгснт
, (2.23)
где
е
– удельная эксергия теплового потока теплоносителя, отдаю-
qo
ех
−= 1
еG
⋅
qoo
щего тепло.
Значение
е
может быть определено по уравнению:
qo
qе
1
oqo
T
−⋅=
oc
. (2.24)
"'
⋅
TT
oo
38
ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ 2
1. Теплообменные аппараты и их место в теплоэнергетике и теплотехнике.
2. Основные принципы, которыми необходимо руководствоваться при
выборе формы поверхности и типа теплообменного аппарата.
3. Дать характеристику различным типам теплообменных аппаратов.
4. Основные показатели, по которым производят выбор теплообменных
аппаратов.
5. Что такое КПД теплообменника? Чем КПД теплообменника отличается
от коэффициента сохранения теплоты?
6. Тепловая эффективность теплообменных аппаратов. Что такое недо-
грев в рекуперативных теплообменниках?
7. Тепловая эффективность подогревателя жидкости или конденсатора
для паротурбинных и холодильных установок.
8. Критерий Кирпичева и термодинамический показатель эффективности
рекуперативных теплообменников.
9. Уравнения Грассмана и Гюи-Стодолы для определения эффективности
работы теплообменника.
10. Эксергетический КПД теплообменника. Удельная доля потерь в струк-
туре теплового баланса.
11. Потери эксергии и их физический смысл. Виды эксергетических
потерь.
12. Изображение теплообмена в диаграммах состояния – на p-h диаграмме.
39
Глава 3. УСТАНОВКИ И СИСТЕМЫ ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАТЕРИАЛЬНЫХ ПОТОКОВ
И ЭЛЕМЕНТОВ АГРЕГАТОВ
Подавляющее большинство производств в той или иной степени
связано с необходимостью охлаждения (конденсации) материальных
технологических потоков. К таким отраслям производства относятся
нефтеперерабатывающая и нефтехимическая промышленность, системы подготовки природного газа к транспорту и первичная переработка газового конденсата, производства органического синтеза и
синтетического каучука, целлюлозно-бумажная промышленность,
технологии пищевых производств и т. д. Как правило, необходимость
в охлаждении данного технологического потока определяется следующим технологическим процессом. При этом в ряде случаев температура охлажденного потока должна быть минимизирована на экономически (энергетически) целесообразном уровне. Примером подобной ситуации является температура абсорбента перед абсорбционной
колонной. Чем ниже температура (при определенных ограничениях),
тем меньше расход абсорбента и число ступеней изменения концентрации абсорбера (число тарелок).
Другой технологический прием связан с конденсацией материального потока, находящегося, как правило, в состоянии сухого
насыщенного пара. При этом условия охлаждения определяют давление конденсации или степень перевода в жидкое состояние компонентов многокомпонентной исходной смеси. Традиционные примеры
такого рода из технологии энергетического производства (паротурбинная установка конденсационного типа) и получения хладоносителей в парокомпрессионных и абсорбционных холодильных установках известны. В том и другом примерах изменение режимов охлаждения конденсаторов приводит к изменению результатов технологического процесса (выработки или затрат энергии). В технологии
первичной нефтепереработки применяется охлаждение (конденсация)
головной фракции сырьевой нефти. В этом случае (как и в других
40
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]