Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Оценка энергетической эффективности теплотехнологических установок промышленных предприятий. Учебное пособие
.pdf
холодильными системами на базе ПКХМ. Важно также, что в изоб-
АХС
ε
а
д
кВт
кВт
г
кВт
раженном варианте схемы АБХМ для работы генератора используется пар с давлением
р
, полученный в установках, потребляющих ор-
гр
ганическое топливо (из котельной или из отборов теплофикационных
турбин ТЭЦ). Это даст возможность при необходимости сопоставить
по энергоэффективности АБХМ и ПКХМ.
Кроме того, работа центральной холодильной станции по схеме
рис. 3.2 обеспечивается оборотной системой водоснабжения с параллельной подачей воды во все водопотребляющие аппараты АБХМ.
При этом можно в альтернативном варианте проверить энергосберегающий эффект использования для охлаждения дефлегматора «крепкого» раствора после абсорбера и другие решения, приводящие к
уменьшению общего расхода охлаждающей воды в АБХМ.
Применительно к централизованной системе холодоснабжения на
базе АБХМ коэффициент охлаждения
может быть записан в
следующем формальном виде:
Q
=
ε
ахс
( )
o
ε
+++++
, (3.29)
QNNQQQ
гкрхнобдaк
где в дополнение к обозначениям (3.23):
Q
,
Q
N
– потребляемая мощность насосом «крепкого» раствора (VI,
кр
рис. 3.2),
Q
– тепловая нагрузка генератора АБХМ,
– тепловые нагрузки абсорбера и дефлегматора,
;
.
;
Сложность использования уравнения (3.29) для оценки энергоэффективности холодильной системы с АБХМ состоит в необходимости приведения к одинаковому уровню ценности составляющих
знаменателя (тепловая и электрическая виды энергии). Способы такого приведения рассматривались в главе 1 настоящего издания и могут
быть использованы для уравнения (3.29).
Для выявления влияющих на энергоэффективность факторов
применительно к централизованной системе на базе АБХМ используются известные соотношения материальных и тепловых балансов.
61
Температура конденсации хладоагента и соответственно давление в
кг
ξ
ξ
−
ξ
сл
ξ
ха
ξ
хн
ξ
сл
ξ
⋅
г
м
(
)
ха
д
сл
конденсаторе, генераторе и ректификационной колонке может быть
найдено по уравнению (3.25), температура испарения и соответственно давление в испарителе и абсорбере – по уравнению (3.26).
Существенное влияние на энергоэффективность АБХМ оказывает потребление электрической энергии насосом для перекачки «крепкого» раствора аммиака в воде в системе «абсорбер – генератор».
Производительность насоса зависит от кратности циркуляции f,
определяемой по уравнению материального баланса по аммиаку (на 1
хладоагента):
−
слха
, (3.30)
ξξ
слкр
кгкг
;
где
кр
,
– массовые доли аммиака соответственно в растворе по-
f
=
сле абсорбера и в растворе после генератора,
– массовая концентрация аммиака в паре, поступающем в
конденсатор АБХМ,
кгкг
.
Если необходимая доля аммиака в паре определяется заданным
параметром хладоносителя (
"
t
), то
зависит в соответствии с зако-
кр
ном Генри от температуры охлаждающей воды. Ещё более сложный
характер имеет от влияющих факторов зависимость
. На основе
уравнений теплопередачи и теплового баланса для системы «генератор – ректификационная колонка – дефлегматор» можно получить:
s
t
=
сл
В этом уравнении
Fk
s
г
G
ха
F
гр
Fk
⋅
г
G
( )
ха
cf
⋅−+
1
сл
, k – площадь поверхности генератора (
пр
tcfqht
⋅⋅+−−⋅
кркрдха
. (3.31)
2
)
и значение коэффициента теплопередачи (
2
грмкВт ⋅
;
h
– энталь-
пия хладоагента, поступающего в конденсатор (сухой насыщенный
пар),
дефлегматора,
кгкДж
;
q
– удельная (на 1 кг хладоагента) тепловая нагрузка
кгкДж
;
с
,
с
кр
– изобарная удельная теплоемкость
62
соответственно «крепкого» и «слабого» раствора аммиака в воде,
(
)
⋅
сл
ξ
сл
гркгкДж
.
В соответствии с I законом Коновалова остаточное содержание
аммиака в воде
раствора
s
t
при давлении в генераторе. Отсюда и выводы по направ-
будет тем меньше, чем выше температура кипения
лениям повышения энергоэффективности на основе анализа уравнений (3.31) и (3.30).
В заключение ещё раз отметим, что промышленные теплоиспользующие холодильные установки (абсорбционные и пароэжекторные)
используются чаще всего при наличии на предприятии вторичных
энергоресурсов (ВЭР) повышенного потенциала (в виде пара от котлов – утилизаторов или отходящих дымовых газов). Подходы к анализу влияющих на энергоэффективность факторов, изложенные в
настоящем разделе, в принципе не меняются. Однако очевидно, что в
знаменателе уравнения (3.29) или не будет фигурировать тепловая
нагрузка генератора АБХМ вообще, или может остаться в части, полученной при определенном разделении расхода топлива в источник
ВЭР на технологическую и энергетическую части.
ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ 3
1. В чем технологический смысл охлаждения материальных потоков? Ос-
новные направления энергетики, где используется охлаждение материальных
потоков.
2. В чем технологический смысл конденсации материальных потоков?
Основные направления энергетики, где используется охлаждение материальных потоков.
3. Испарительное охлаждение. Примеры использования данной техноло-
гии в энергетике тепловых технологий и промышленной теплоэнергетике.
4. Металлургические производства и производства неорганической хи-
мии, и системы охлаждения.
5. Что такое аппараты воздушного охлаждения?
6. Показатели энергетической эффективности аппаратов воздушного
охлаждения. Коэффициент охлаждения.
63
7. Определение коэффициента теплопередачи в аппаратах воздушного
охлаждения.
8. Коэффициент теплоотдачи для различных режимов обтекания охла-
ждаемого теплоносителя трубок аппаратов воздушного охлаждения.
9. Как определить затраты мощности на преодоление сопротивления оре-
бренного трубного пучка аппаратов воздушного охлаждения. Критерий Эйлера.
10. Что такое оборотная система водоснабжения?
11. Коэффициент охлаждения для оборотной системы водоснабжения про-
мышленного предприятия.
12. Оборотные системы водоснабжения с вентиляторными градирнями:
плюсы и минусы.
13. Методика анализа энергетической эффективности оборотной системы
водоснабжения с вентиляторной градирней.
14. Коэффициент охлаждения для вентиляторной градирни с пленочным
оросителем и его следствия.
15. Компрессорные и теплоиспользующие холодильные установки.
16. Схема централизованного холодоснабжения на базе парокомпрессион-
ной холодильной машины с хладоносителем и индивидуальной системой оборотного водоснабжения с водоохлаждающим устройством в виде вентиляторной градирни.
17. Холодильный коэффициент парокомпрессионной холодильной маши-
ны.
18. Хладоагенты в аппаратах воздушного охлаждения.
19. Что такое температура конденсации хладоагента? Основная зависи-
мость для определения температуры конденсации хладоагента и ее следствия.
20. Испарители парокомпрессионных холодильных машин и их энергети-
ческая эффективность.
21. Что такое температура испарения хладоагента? Основная зависимость
для определения температуры испарения хладоагента и ее следствия.
22. Как производится расчет термодинамических и теплофизических
свойств хладоагента?
23. Схема централизованного холодоснабжения на базе абсорбционной во-
доаммиачной холодильной установки с индивидуальной оборотной системой
водоснабжения.
24. Энергетическая эффективность абсорбционной холодильной машины.
25. Коэффициент охлаждения абсорбционной холодильной машины.
64
Глава 4. ТЕХНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ ДЛЯ ПОЛУЧЕНИЯ
СЖАТОГО ВОЗДУХА И ПРОДУКТОВ ЕГО РАЗДЕЛЕНИЯ
Объединение указанных технических систем в одном разделе
настоящего издания определяется тем, что в том и другом случаях
подавляющая доля энергозатрат связана с необходимостью сжатия
(компримирования) воздуха, забираемого, как правило, из окружающей среды. В связи с этим и подходы к повышению энергоэффекивности имеют много общего.
4.1. ТЕХНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ ДЛЯ ПОЛУЧЕНИЯ
И ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СЖАТОГО ВОЗДУХА
Основные направления использования сжатого воздуха как энергоносителя определяются обычно стремлением создать безопасные
условия труда в тех отраслях, где используется большое количество
маломощных устройств для вальцовки, формования, для сверления,
для шлифовки, в качестве клепальных, рубильных и отбойных молотков. Такие технологические операции характерны для большого числа отраслей машиностроительного комплекса. Сюда же можно отнести и применение сжатого воздуха для пластической обработки металлов в молотковых и прессовых агрегатах, где воздух практически
вытесняет пар.
Особо следует отметить по отличающимся принципам действия
воздухоструйные аппараты (пескоструйные и дробеструйные).
Кроме машиностроительных и строительных предприятий такого
рода воздухопотребляющие устройства широко применяются при
монтажных и ремонтно-монтажных работах в химической и нефтехимической промышленности при подготовке аппаратов, соприкасающихся с агрессивными средами, для нанесения защитных покрытий (гумирование).
В технологиях ряда производств могут присутствовать пожаро- и
взрывоопасные продукты (органическая химия и нефтехимия). В свя-
65
зи с этим использование электропривода исполнительных механизмов в системах автоматического регулирования технологических
процессов может стать опасным. Для таких производств часто используется пневмопривод и формируется разветвленная система воздухоснабжения на базе мощных воздушных компрессорных станций
с глубокой осушкой и очисткой воздуха.
На рис. 4.1 представлена схема системы воздухоснабжения предприятий. На схеме по тракту прохождения воздуха отмечено давление. При этом имеется в виду, что уровень давления прямо влияет на
энергозатраты в отдельных элементах схемы и на полезную работу
пневмоприемников. Взаимное расположение отдельных элементов
зависит от конкретных условий предприятия. Так расстояние от воздухозаборного устройства VIII до компрессорной станции определяется качественным состоянием атмосферы на промплощадке предприятия. Если возможно по технологии загрязнение атмосферы горючими взрывоопасными газами или экологически опасными продуктами, то расположение воздухозаборных устройств определяется
розой ветров и может привести к необходимости забора атмосферного воздуха на разных участках промплощадки или к выносу этого
устройства за пределы промплощадки. Эти обстоятельства прямо
влияют на энергозатраты при компримировании воздуха. Не меньшее
влияние на энергозатраты оказывает и взаимное расположение воздушной компрессорной станции (ВКС) и основной группы пневмоприемников. Ясно, что, например, сблокированная компоновка ВКС
и основного технологического корпуса с пневмоприемниками позволит иметь минимальные энергозатраты на транспорт воздуха. В этом
плане аналогичная ситуация и с взаимным расположением водоохлаждающего устройства оборотной системы водоснабжения и ВКС.
При этом могут быть приняты другие (по сравнению со схемой рис.
4.1) варианты водоохлаждающего устройства и варианты включения
ВКС в общую с технологическими потребителями оборотную систему водоснабжения.
66
эвх
η
η
пп
i
кВт
кВт
пх
кВт
кх
кВт
V
VIII
IX
XI
X
'
I III II IV
VI
VII
t
tP
oo
в
"
t
в
tP
11
t
1вх
tP
22
t
2вх
Р
2
t
2вх
P
о
tP
пп
Р и с. 4.1. Схема системы воздухоснабжения предприятия
на базе воздушной компрессорной станции с индивидуальной
системой оборотного водоснабжения:
I – первая ступень сжатия; II – вторая ступень сжатия; III – промежуточный охладитель
воздуха; IV – концевой охладитель воздуха; V – градирня оборотного водоснабжения; VI –
масло-влагоотделитель; VII – ресивер (воздухосборник); VIII – воздухозаборное устройство;
IX – фильтр; X – система воздухопроводов; XI – пневмоинструменты (пневмооборудование)
В практике эксплуатации воздушных компрессорных станций
энергоэффективность оценивают обычно по удельным расходам
электроэнергии на привод компрессоров (
1000мчкВт⋅
3
). При таком
подходе по существу полностью игнорируются условия передачи
воздуха потребителям и, самое главное, эффективность использования в пневмоинструментах и пневмооборудовании. Принимая традиционной подход к энергоэффективности как отношению полезной
работы к затраченной, можно получить выражение для энергетического КПД технической системы воздухоснабжения
n
N
∑
ппi
N
вксj
1
+
+
ε
об
, (4.1)
QQ
кхпх
;
эвх
=
m
∑
1
где
струментов и пневмооборудования,
N
– полезная мощность i-той группы однотипных пневмоин-
N
– суммарная (в общем случае первой и второй ступени сжа-
вксj
:
тия) мощность воздушного компрессора, входящего в группу работающих компрессоров для обеспечения средней нагрузки,
;
Q
– тепловая нагрузка промежуточных холодильников,
Q
– тепловая нагрузка концевых холодильников,
67
;
;
об
ε
– коэффициент охлаждения принятой системы оборотного
ад
η
мех
η
η
эл
η
вх
R
(
)
⋅
вх
µ
вс
∆
Па
n
4,1=n
водоснабжения,
кВткВт
.
При определении величин, входящих в числитель и знаменатель
выражения (4.1), используются известные описания термодинамических процессов и уравнения теплового баланса с учетом специфики
воздуха как теплоносителя. Потребляемая мощность первой ступенью компрессора может быть определена по уравнению адиабатического сжатия с системой КПД, учитывающей реальный процесс сжатия
даче крутящего момента от двигателя к компрессору
электродвигателе
, потери на трение в механизмах компрессора
.
n
−
1
I
вкс
n
nR
( )
−
Т
1
GN
вх
вх
⋅⋅=
n
⋅⋅
o
p
1
∆−
pp
всo
−
⋅
1
, при пере-
и потери в
пер
1
ηηηηµ
⋅⋅⋅
элпермехад
. (4.2)
Аналогичным образом определяется потребляемая мощность
второй ступенью компрессора:
n
−
1
II
вкс
n
nR
GN
вх
вх
⋅⋅=
n
( )
−
1
t
вх
p
2
⋅+⋅
p
1
−
⋅
1273
1
ηηηηµ
⋅⋅⋅
В уравнениях (4.2) и (4.3) кроме обозначений на схеме рис. 4.1
принято:
G
– массовая производительность компрессора по воздуху,
скг
;
– универсальная газовая постоянная величина,
314,8
– средняя молекулярная масса воздуха,
р
– потери напора (сопротивление) в воздуховоде от заборного
гркгмкДж
;
кгмкг29
;
. (4.3)
элпермехад
устройства до всасывающего коллектора компрессора,
– показатель изоэнтропы (адиабаты),
для двухатомных
газов.
68
;
Массовая производительность принятых воздушных компрессо-
к
⋅
ρ
вх
ρ
(
)
(
)
1111ввввoвхпх
(
)
1"111вхппвх
вх
(
)
1"1
пповхо
1
о
1
1
вх
п
ров определяется по заданной средней объемной производительности
ВКС
где
среды,
V
и числу работающих агрегатов
ср
G
вх
=
V
n
(без резервных):
вхср
, (4.4)
60⋅
п
к
– плотность воздуха при расчетных параметрах окружающей
3
мкг
.
Существенное влияние на энергоэффективность ВКС оказывают
условия работы промежуточных и концевых холодильников. Температура воздуха после холодильников определяется начальной температурой охлаждающей воды и принятым значением минимальной
разности температур. Уравнение теплового баланса промежуточного
холодильника III рис. 4.1 записывается:
tciхtсI ⋅+⋅+⋅=
,
'"
ttcGIIGQ −⋅⋅=−⋅=
; (4.5)
кгкДж
; (4.6)
где
t
сора,
с
I
х
t
– температура воздуха после сжатия в первой ступени компрес-
о
С
– в первом приближении может быть определена по уравне-
tci
⋅+⋅+⋅=
,
кгкДж
(4.7)
нию для изоэнтропного процесса:
п
1
−
п
1
;
рр
∆−
всо
( ) ( )
х
– влагосодержание воздуха при расчетных параметрах окру-
жающей среды,
х
– тот же параметр при состоянии воздуха после промежуточ-
ного холодильника (
tt
273273
1
о
⋅+=+
р
..
вкгскг
;
р
,
t
).
Аналогичные уравнения используются при составлении теплового баланса концевого холодильника (IV рис. 4.1). В этом случае температура воздуха на выходе ощутимо будет влиять на потери напора
в воздухопроводах и соответственно на давление в коллекторах воз-
р
духоприемников
(пневмоинструментов и пневмооборудования).
69
Из уравнений теплового баланса холодильников определяется расход
заг
1
<
одн
1
<
исп
1
<
изн
1
>
1
>
охлаждающей воды на каждый из компрессоров, обеспечивающих
среднюю нагрузку ВКС. Этот расход должен быть скорректирован в
большую сторону для учета воды, используемой для охлаждения самих компрессоров (паспортные данные по выбранным типам компрессорных агрегатов). Отметим также, что работа холодильников
ВКС связана с определенными потерями напора по воздуху. Это обстоятельство может быть учтено при включении в общий алгоритм
оценки энергоэффективности тепловых расчетов холодильников с
определением сопротивления по воздушному тракту.
Более сложной представляется процедура расчета составляющих
числителя для уравнения (4.1) – получаемой полезной мощности для
пневмоприемников, обеспечиваемых сжатым воздухом от данной
ВКС. Это связано с необходимостью учета большого числа факторов,
зависящих от сменности работы производства, от численности производственного персонала, от поточности производства, от технического состояния пневмоприемников и подводящих воздухопроводов. В
практике определения средней нагрузки на компрессорную станцию
используется, например, группа эмпирических коэффициентов, характеризующих условия работы пневмоприемников:
к
– коэффициент загрузки пневмоинструментов, с помощью
которых выполняются определенные операции (
к
– коэффициент одновременности работы однотипных пнев-
);
моинструментов (характеризует вероятность одновременной работы
устройств этой группы (
к
– коэффициент использования данного вида пневмооборудо-
);
вания (доля рабочего времени, в течение которого данное оборудование находится в работе) (
);
к
– коэффициент износа, характеризующий так называемый
непроизводительный расход воздуха (сверх паспортного) данным
пневмоприемником (
к
– коэффициент, учитывающий утечки воздуха в комплекту-
ут
);
ющих элементах данного пневмоприемника (также непроизводительный расход воздуха) (
).
70
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]