Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Оценка энергетической эффективности теплотехнологических установок промышленных предприятий. Учебное пособие
.pdf
ряд современных технологий (особенно нефтеперерабатывающие, га-
кВт
(
)
2
1
ж
ж
−⋅⋅
≅
ж
2
1
C
ж
(
)
⋅
∆
⋅
∆
⋅
во
во
∆
Па
в
ρ
в
η
η
э
ρ
во
∆
зоперерабатывающие, органического синтеза и синтетического каучука) жестко регламентируют для расчетных условий окружающего
воздуха температуру охлажденной воды.
Рассмотрим для примера процедуру анализа энергоэффективности
оборотной системы водоснабжения с вентиляторными градирнями
(ороситель – пленочного типа). При этом воспользуемся основополагающими уравнениями материального и теплового балансов, тепломассообмена и гидрогазодинамики, которые применяются при тепловом
конструкторском и поверочном расчетах вентиляторной градирни. В
первом приближении в знаменателе уравнения (3.12) будем учитывать
затраты энергии только на привод вентиляторов градирен.
Полезная теплопроизводительность градирни без учета частичного испарения воды может быть определена,
где
G
– расход воды на градирню,
,tt
– температуры воды на входе и выходе,
c
– теплоемкость воды,
скг
;
гркгкДж
.
ttсGQ
:
, (3.13)
o
;
Мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления оросителя при электроприводе вентилятора, запишется:
рGрG
вово
, (3.14)
ηηηρηρ
⋅⋅⋅⋅
эпервв
где
G
– расход воздуха,
р
– сопротивление оросителя,
N
во
=
вово
⋅⋅
в
скг
;
– расчетная плотность воздуха,
∑
=
10001000
;
3
мкг
;
,
пер
,
– КПД вентилятора, передачи и электродвигателя.
Наиболее удобным для наших целей является представление
в часто используемом виде:
2
w
⋅
вв
, (3.15)
2
где
h
– высота оросителя, м;
ор
ξ
khр
⋅+⋅=∆
орсоорво
51
G
F
ор
ж
ρ
⋅
р
со
ξ
– коэффициент местного сопротивления «сухого» оросителя,
(
)
м
в
⋅
лог
∆
()(
)
−⋅⋅
−
⋅
в
1
2
−
х
β
(
)
(
)
приходящийся на 1 м высоты,
k
– коэффициент, учитывающий увеличение сопротивления
ор
оросителя при определенной плотности орошения
F
– расчетное сечение оросителя для прохода воздуха,
ор
w
– скорость воздуха, отнесенная к расчетному сечению,
м1
;
FG
,
орж
Для пленочного оросителя щитовой конструкции при известной
поверхности тепломассообмена F высота оросителя
h
может быть
ор
определена:
h
=
ор
bF
, (3.16)
F
⋅
2
ор
где b – расстояние между щитами в конструкции оросителя, м.
Для определения площади поверхности тепломассообмена чаще
скгм
;
2
;
см
.
всего используется уравнение Меркеля, в котором движущая сила
процесса передачи тепла от пленки воды к воздуху и массоотдачи
(испарения воды) оценивается с помощью разности энтальпий
h
насыщенного парами воды воздуха при температуре воды и воздуха
при текущих значениях параметров:
где
G
– расход воздуха (в расчете на сухой) в градирне,
h
,
h
– энтальпии воздуха соответственно на входе и выходе из
оросителя градирни,
xx
−
12
ж
hh
12
1 tc
k
−=
F
⋅⋅
2
в
=
– коэффициент, учитывающий частичное ис-
hhG
=
h
∆⋅
логx
..вкгскДж
;
жж
ββ
ttсG
2112
, (3.17)
hk
∆⋅⋅
логx
скг
;
парение воды при контакте ее с воздухом;
– коэффициент массообмена, отнесенный к градиенту влаго-
содержания насыщенного парами воды воздуха при температуре воды и воздуха при текущих значениях параметров,
52
..2вкгскгмскг ⋅⋅
.
Факторы, определяющие значение
х
β
х
β
β
β
β
⋅⋅=
β
(
)
61,1
β
(
)
⋅
⋅
o
ж
в
o
+
=
ж
С
10Re<
0008
,
0
=
C
18,1
=
m
10Re>
028
,
0
=
C
8,0
=
m
, выявляются на основе соответствующих расчетных зависимостей. Величина
соотношением с
где
– коэффициент массообмена, отнесенный к градиенту давле-
р
:
р
Р
61,1
, (3.18)
рбарх
определяется
ния – упругости пара при температуре охлаждаемой воды и текущего
значения парциального давления водяного пара в ядре потока возду-
ха,
2
Памскг ⋅⋅
;
– соотношение молекулярных масс сухого воздуха и воды,
кгвкгс.
.
В свою очередь
находится по часто применяемой критериаль-
р
ной зависимости:
β
d
⋅
D
эр
p
Nu
=
D
Re
m
⋅
CC
⋅=⋅=
ν
m
dw
эo
, (3.19)
в
где
D
– коэффициент диффузии, отнесенный к градиенту давления,
p
Памскг
;
w
– скорость воздуха относительно пленки воды в конструкции
пленочного оросителя,
где
w
– скорость воды при пленочном стекании по поверхности щи-
тов,
см
(может быть принята в первом приближении
см
.
www
,
см25,0
, при
уточнении могут быть использованы эмпирические зависимости типа
=
ср
tfw
,
вж
G
F
ж
ор
;
и m – постоянные, зависящие от гидрогазодинамических усло-
вий взаимодействия потока воздуха и пленки воды: при
4
,
; при
4
53
,
. При аналитиче-
ском исследовании энергоэффективности вентиляторных градирен
⋅
=
D
10Re=
β
(
)
÷
94,0
2
≤
≤
может быть использовано соотношение (3.19) в виде:
Это соотношение при
в пределах
р
%43
Nu
4
дает погрешность в определении
в сравнении с приведенными выше наборами
Re0043,0
. (3.20)
постоянных С и m.
В результате после подстановки в уравнение (3.12) соответству-
ющих величин из уравнений (3.13), (3.14), (3.15), (3.16), (3.17), (3.18),
(3.20) при значении коэффициента «k» в уравнении (3.17) равном
(в пределах
5020
t
) получим аналитическое выражение ко-
эффициента охлаждения для вентиляторной градирни с пленочным
оросителем:
w
w
ж
в
G
kbw
⋅+⋅⋅
орсов
F
ж
ор
ηηη
⋅⋅⋅
эперв
⋅
ρ
DР
⋅
рбар
h
∆⋅
V
⋅
вв
. (3.21)
лог
+⋅
1168,16
ε
=
об
2
ξ
По этому уравнению, в том числе и в расчетном порядке, может быть проанализирована степень влияния на энергоэффективность ряда величин, которые расчетчик должен принимать при выполнении теплового конструкторского расчета в пределах технических ограничений и других норм. Заметим также, что выражение
(3.21) может быть использовано при оценке энергоэффективности
вентиляторной градирни при переменных условиях эксплуатации в
соответствии с временем стояния среднесуточных температур
окружающего воздуха или при переменной тепловой нагрузке оборотной системы водоснабжения (изменение параметров технологического производства, обеспечиваемого данной оборотной системой водоснабжения).
54
3.3. ОЦЕНКА ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ
III
IX
I
II
VIII
IV
VI
V
VII
VII
ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ ПАРОКОМПРЕССИОННЫХ
И АБСОРБЦИОННЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
В практике охлаждения технологических потоков до температуры ниже температуры окружающей среды наибольшее применение
нашли компрессорные и теплоиспользующие холодильные установки. При этом в промышленном парке компрессорных холодильных
машин наибольшее применение получили парокомпресорные машины (ПКХМ) со специальными хладоагентами (рабочими веществами),
которые в цикле меняют агрегатное состояние. Газовые холодильные
машины (рабочее вещество – воздух или другой газ) нашли ограниченное применение, поэтому в настоящем разделе им практически не
уделяется внимания.
'
t
в
"
t
в
"
t
хн
'
t
хн
Р и с. 3.1. Схема централизованного холодоснабжения
на базе парокомпрессионных холодильных машин
с индивидуальной оборотной системой водоснабжения:
I – компрессор холодильной машины с электроприводом; II – конденсатор; III – дроссельный
вентиль; IV – отделитель жидкости; V – испаритель; VI – насос хладоносителя;
VII – холодопотребляющие технологические теплообменники; VIII – градирня вентилятор-
ная; IX – насос оборотного водоснабжения
55
Теплоиспользующие холодильные установки представлены аб-
l
o
l
сорбционными и пароэжекторными, при этом специально генерируемый пар используется практически только в абсорбционных машинах. Работа пароэжекторных и большинства абсорбционных холодильных установок осуществляется, как правило, с применением утилизационного пара и других утилизационных энергоносителей.
На рис. 3.1 представлена схема наиболее общего варианта централизованного холодоснабжения на базе парокомпрессионных холодильных машин с хладоносителем и индивидуальной системой оборотного водоснабжения с водоохлаждающим устройством в виде
вентиляторной градирни. Работа такой технической системы при расчетных параметрах окружающего воздуха сопровождается расходованием электроэнергии на привод компрессоров ПКХМ (I), вентиляторов градирен (VIII) и насосов (IX) оборотного водоснабжения,
насосов (VI) для циркуляции хладоносителей. Для оценки энергоэффективности ПКХМ в пределах цикла хладоагента применяют понятие «холодильный коэффициент» в следующем выражении:
q
=
o
, (3.22)
кгкДж
.
где
q
– удельная (на 1 кг хладоагента) холодопроизводительность,
кгкДж
;
ε
– удельная работа сжатия в цикле,
Вместе с тем из рис. 3.1 видно, что затрачиваемая в технических
системах холодоснабжения энергия не ограничивается только циклом
хладоагента. Для организации отвода тепла от хладоагента в окружающую среду используются оборотные системы водоснабжения с соответствующими показателями энергопотребления. Из того же рис.
3.1 следует также, что в наиболее общем случае технических систем
холодоснабжения дополнительно затрачивается энергия для транспорта хладоносителя от центральной холодильной станции к технологическим потребителям. В связи с этим целесообразно для оценки
энергоэффективности таких сложных технических систем использо-
56
вать представленный в предыдущих разделах коэффициент охлажде-
о
кВт
к
кВт
об
ε
к
кВт
хн
кВт
АВО
ε
1'"−
e
к
С
к
м
ния в виде соотношения:
Q
o
++
, (3.23)
NNQ
кхнобк
;
;
где
ε
=
хс
ε
Q
– абсолютная полезная нагрузка холодильной системы,
Q
– тепловая нагрузка конденсаторов в цикле хладоагента,
– коэффициент охлаждения оборотного водоснабжения;
N
– потребляемая мощность привода компрессоров цикла хла-
доагента,
N
– потребляемая мощность привода насосов хладоносите-
ля,
.
;
Для случая использования в системе для конденсации хладоагента аппаратов воздушного охлаждения (АВО) уравнение (3.23) трансформируется в вид:
Q
o
++
, (3.24)
NNQ
кхнАВОк
где
ε
=
хс
ε
– коэффициент охлаждения системы на базе АВО.
Использование уравнений (3.23) и (3.24) для оценки энергоэффективности холодильной системы возможно не только в расчетных
режимах эксплуатации, но и при переменных условиях, вызванных
изменением параметров окружающей среды и нагрузки холодильной
станции.
На основе известных уравнений теплопередачи и теплового баланса для конденсатора ПКХМ может быть получена следующая зависимость:
⋅
Fk
к
⋅
G
всв
−⋅
tet
в
, (3.25)
о
;
где
t
– температура конденсации хладоагента,
F
– площадь поверхности теплопередачи конденсаторов
ПКХМ,
2
;
t
в
=
к
⋅
Fk
к
⋅
G
всв
57
k
– коэффициент теплопередачи в конденсаторе,
(
)
в
в
(
)
⋅
в
в
C
(
)
в
в
1'"−
⋅
e
о
С
и
м
k
(
)
G
– расход охлаждающей воды,
с
– теплоемкость воды,
'
"
t
,
t
– температура охлаждающей воды соответственно на входе
скг
;
гркгкДж
;
2
грмкВт ⋅
;
в конденсатор и на выходе из него,
o
(рис. 3.1).
Температура конденсации хладоагента однозначно определяет
давление в конденсаторе и соответственно потребляемую холодильными компрессорами I (рис. 3.1) мощность. В связи с этим уравнение
(3.25) позволяет качественно и в расчетном режиме выявить степень
влияния условий работы оборотной системы водоснабжения на энергоэффективность ПКХМ (температуры охлажденной воды, степени
нагрева воды в конденсаторах
'"
tt
−
или ширины зоны охлаждения
оборотной системы водоснабжения, расхода воды на конденсатор). С
использованием уравнения (3.25) можно оценить также влияние на
энергоэффективность площади поверхности конденсатора и его конструктивных особенностей (через коэффициент теплопередачи k).
Аналогичная работа по выявлению влияющих на энергоэффективность факторов может быть проведена на основе описания работы испарителей ПКХМ с системой циркуляции хладоносителя. При
этом оцениваются изменения потребляемой мощности холодильными компрессорами ПКХМ и насосами для прокачки хладоносителя (поз. I и VI на рис. 3.1). Также на основе известных уравнений
теплопередачи и теплового баланса для испарителя можно получить зависимость:
Fk
и
⋅
с
G
хн
где
t
– температура испарения хладоагента,
F
– площадь поверхности теплопередачи испарителей
ПКХМ,
2
;
t
хн
=
о
хн
⋅
Fk
G
хн
−⋅
tet
хн
и
⋅
с
хн
, (3.26)
о
;
– коэффициент теплопередачи в испарителе,
58
2
грмкВт ⋅
;
хн
G
хн
(
)
⋅
хн
хн
C
к
хн
хн
хн
хн
(
)
()()()(
)
o
o
Ф
ST⋅
С
120
−
– расход хладоносителя,
с
– теплоемкость хладоносителя,
'
t
"
,
t
– температура хладоносителя соответственно на входе в
скг
;
гркгкДж
;
испаритель и на выходе из него,
o
(рис. 3.1).
Особенность использования уравнения (3.26) для оценки энергоэффективности состоит в том, что приходиться достаточно детально рассчитывать наряду с определением
N
для уравнения (3.23) все
холодопотребляющие технологические аппараты (VII рис. 3.1) при
"
переменных
t
ского расчета по тракту хладоносителя для определения
'
,
t
и
G
. В первую очередь это касается гидравличе-
N
.
Для расчета термодинамических и теплофизических свойств хладоагента в качестве исходного уравнения может быть принято уравнение состояния с вириальными коэффициентами С. Шульца. Это
уравнение в общем виде записывается [6]:
1
'
pTBTRVp ⋅+=⋅⋅
, (3.26)
где
'
32
TRCTRATRBTB
⋅−⋅−⋅=
. (3.27)
В результате с использованием понятия «энергия Гиббса»
можно записать:
Ф=h-T·S, (3.28)
где h – энтальпия,
кгкДж
;
– произведение термодинамической температуры (T) на эн-
тропию.
На основе уравнений (3.26), (3.27) и (3.28) получены эмпирические соотношения (например, в [6]) для расчета всех необходимых
термодинамических характеристик цикла ПКХМ для большинства
применяемых хладоагентов в диапазоне параметров работы холодильных машин для выработки хладоносителей с умеренной темпе-
ратурой (до
о
). Полученные соотношения более удобны для
расчетов по соответствующим программам на компьютерах. Ручные
расчеты трудоемки, поскольку соотношения содержат большое количество коэффициентов с числом значащих цифр от 2 до 6.
59
X
IX
VII
V
VIII
VIII
IV
III
I
XI
IV
II
VI
(
)
"
t
в
'
t
в
пр
t
кр
s
t
сл
s
tР
гргр
"
t
хн
Р и с. 3.2. Схема централизованного холодоснабжения на базе
абсорбционной водоаммиачной холодильной установки
с индивидуальной оборотной системой водоснабжения:
I – генератор с ректификационной колонкой и дефлегматором; II – абсорбер; III – конден-
сатор; IV – дроссельный вентиль; V – испаритель; VI – насос «крепкого» раствора;
VII – насос хладоносителя; VIII – холодопотребляющие технологические теплообменники;
IX – градирня вентиляторная; X – насос оборотного водоснабжения; XI – теплообменник в
системе генератор – абсорбер
'
t
хн
Несколько сложнее по объему расчетов оценка энергетической
эффективности абсорбционных холодильных установок. На рис. 3.2
представлена схема наиболее общего варианта централизованного
холодоснабжения на базе абсорбционной водоаммиачной холодильной установки. Выбор варианта аммиак (абсорбтив) – вода (абсорбент) связан с тем, что такие АБХМ позволяют обеспечить широкий
диапазон температур хладоносителей, сопоставимый с центральными
60
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]