Теплонасосна технологія енергозбереження

. (5.23)

Знаючи тиск р₄ і р₅, а також температуру повітря на вході в детандер, можна розрахувати кінцеву температуру ізоентропійного процесу розширення

. (5.24)

Для умов р_5s= р₅; d_5s = d₄ і Т_5s знаходимо величину питомої ентальпії . Для реального процесу розширення повітря у детандері

.

Після знаходження величини визначаємо температуру і вологовміст повітря після детандера Т₅ і d₅.

Параметри стану повітря на виході з регенеративного теплообмінника визначаються з рівняння теплового балансу регенеративного теплообмінника

. (5.26)

Зважаючи на рівність масових витрат сухого повітря в обох порожнинах регенеративного теплообмінника, рівняння теплового балансу (5.26) зводиться до рівності змін питомих ентальпій, зведених до кг сухого повітря:

, (5.27)

. (5.28)

Для визначення температури в стані точки 6 необхідно визначити тиск р₆:

. (5.29)

Значення вологовмісту на виході з порожнини низького тиску регенеративного теплообмінника береться таким, що дорівнює значенню на вході d₆ = d₅.

Розрахунок режимних параметрів повітряного теплового насоса виконується за нижченаведеними виразами:

- тепловий потік, що підводиться до зовнішнього повітря в основному теплообміннику

(5.30)

- тепловий потік у регенеративному теплообміннику

(5.31)

- об'ємна продуктивність компресора за умов всмоктування

(5.32)



- об'ємна продуктивність детандера за умов всмоктування

- для схеми без РТ; (5.33 а)

- за наявності РТ; (5.33 б)

- потужність на валу компресора

; (5.34)

- потужність на валу детандера

- для схеми без РТ; (5.35 а)

- за наявності РТ; (5.35 б)

- потужність привода компресорно-детандерного агрегату

(5.36)

де з_пер - ККД передачі;

з_дв - ККД приводного двигуна;

- коефіцієнт перетворення повітряного теплового насоса

; (5.37)

- масова витрата конденсату, що виводиться з основного теплообмінника



; (5.38)

- масова витрата конденсату, що виводиться з порожнини стислого повітря регенеративного теплообмінника

; (5.39)

- масова витрата конденсату (або кріоосаду), що утворюється в процесі розширення вологого повітря в детандері

- для схеми без РТ; (5.40 а)

- для схеми з РТ; (5.40 б)

- масова витрата повітря на виході з установки

- для схеми без РТ; (5.41 а)

для схеми з РТ. (5.41 б)

5.2.3 Ексергетична ефективність повітряного теплового насоса

На рисунку 5.8 наведена схема повітряного теплового насоса, який призначений для опалювання деякого виробничого приміщення з одночасною його вентиляцією.



Рисунок 5.8 - Розрахункова схема повітряного теплового насоса:

Позначення: ВП - виробниче приміщення; ТО - теплообмінник основний; ВП - вентилятор припливний; КМ - компресор; Д - детандер; Дв - двигун. Потоки потужності: вентилятора N_ВП і приводного двигуна N_ПР

Як було зазначено вище, при використанні повітряного теплового насоса для опалення немає необхідності у використанні регенеративного теплообмінника, що і показано на наведеній схемі. Вихід повітря з детандера позначений станом 5, а не 4, щоб зберегти індексацію, прийняту у попередньому розділі.

На рисунку 5.8 також виділено два контури контрольних меж із зовнішніми джерелами теплоти і роботи. Контур «а» містить теплоенергетичне устаткування з відповідними матеріальними і енергетичними потоками, а контур «б» розширює межі системи і включає сам об'єкт споживання теплового навантаження. Контур «б» перетинає тепловий потік , що являє собою сумарний теплостік з приміщення в навколишнє середовище, обумовлений різницею температури приміщення Т_ПП і навколишнього середовища Т_о.с =Т_н.

Залежно від вибору контрольних меж у схемах ексергетичних перетворень матимуть місце певні відмінності, що показані на рисунку 5.9.



а) б)

Рисунок 5.9 - Схеми ексергетичних перетворень систем з повітряним тепловим насосом:

а - у межах контуру «а»; б - у межах контуру «б»

Для системи у контурі «а» маємо:

- потік ексергії палива

; (5.42)

- потік ексергії продукту

; (5.43)

- деструкція і втрати ексергії

(5.44)

- ексергетична ефективність системи

;

. (5.45)



Для системи у межах контуру “б”:

- потік ексергії палива

; (5.46)

- потоком ексергії продукту в даному випадку є ексергія теплового потоку, який компенсує тепловтрати приміщення в навколишнє середовище і зміну ексергії повітря у межах даної системи

; (5.47)

- деструкція і втрати ексергії

; (5.48)

- ексергетична ефективність системи

. (5.49)

Для визначення використовується вираз

. (5.50)

У свою чергу, величина теплового потоку визначається з теплового балансу даного приміщення.

Одержані вирази ексергетичної ефективності повітряного теплового насоса можна застосувати для порівняння з іншими схемами повітряного теплопостачання. Виконаємо подібне порівняння з найпоширенішою схемою прямотечійного повітряного теплопостачання з нагрівом повітря рідким теплоносієм у калорифері (рис. 5.1).

Для вибраної базової схеми порівняння у межах контуру, що включає об'єкт споживання теплового навантаження і лінію подачі і нагріву повітря, схему ексергетичних перетворень можна подати у вигляді, як це показано на рисунку 5.10.

Рисунок 5.10 - Схема ексергетичних перетворень базової системи повітряного теплопостачання (відповідно до рис. 5.1)

Відповідно до даної схеми можна записати:

- потік ексергії палива

; (5.51)

- потік ексергії продукту

; (5.52)

- деструкцію і втрати ексергії

; (5.53)



- ексергетичну ефективність системи

. (5.54)

Порівняння з ексергетичною ефективністю повітряного теплового насоса дозволяє дати оцінку термодинамічній досконалості систем повітряного теплопостачання.

Перевага повітряного теплового насоса матиме місце за умови

яка для однакових та нехтуванні змінами ексергії і приводиться до вигляду

. (5.55)

На базі наведених схем ексергетичних перетворень і рівнянь для потоків ексергії палива і продукту можна скласти рівняння ексергетичної вартості систем, які порівнюються, і виконати термоекономічний аналіз, на підставі якого і проводиться вибір схемного рішення для даних повітряних систем.

5.3 Компресорно-детандерні агрегати ротаційного типу для повітряних теплових насосів

5.3.1 Загальна характеристика

Необхідно відзначити надзвичайно мале поширення повітряних теплових насосів, не зважаючи на їх екологічну перевагу в порівнянні з тепловими насосами, що працюють з використанням холодоагентів HFC - і HСFC-типу. Основна причина подібної обставини полягає в тому, що повітряні теплові насоси базуються на турбомашинах високої продуктивності, які є досить складною і дорогою технікою. Для теплопродуктивності менше 50 кВт турбоагрегати не проектуються, зважаючи на низькі значення ККД і труднощі забезпечення високих швидкостей обертання.

Що стосується повітряних компресорно-детандерних агрегатів на базі поршневих машин, то подібні розробки для теплових насосів взагалі відсутні, зважаючи на необхідність змащення робочої порожнини і примусового клапанного газорозподілу детандера.

У зв'язку з розробленням і застосуванням у компресорній техніці нових антифрикційних композитних матеріалів [31, 41] з'явилася можливість створення ротаційно-пластинчастих компресорів і детандерів без змащення робочої порожнини. Ця обставина і є основною передумовою застосування вказаного типу машин для теплонасосної техніки при використанні повітря як робочого середовища.

Ідея застосування для повітряних теплових насосів компресорно-детандерних агрегатів ротаційно-пластинчастого типу запропонована досить давно, і її реалізація висловлена в [37], проте інформація щодо методів розрахунку таких систем у технічній літературі відсутня.

Головною особливістю термодинамічного опису процесів стиснення і розширення газу в ротаційно-пластинчастих машинах є необхідність урахування передачі газовому середовищу теплоти контактного тертя пластин. Інтенсивність вказаного теплового потоку багато в чому залежить від режимних і конструктивних параметрів машин, антифрикційних властивостей матеріалу пластин і компонувальних рішень при агрегатуванні компресора і детандера.

З численних варіантів схемних рішень ротаційно-пластинчастих агрегатів найраціональнішими є дві схеми, зображені на рисунках 5.11 і 5.12.

Рисунок 5.11 - Компресорно-детандерний агрегат роздільного розміщення робочих порожнин:

КМ - компресор; Д - детандер; Дв - двигун;

1 - вхід повітря в компресор; 2 - вихід повітря з компресора; 3 - вхід повітря в детандер; 4 - вихід повітря з детандера

Рисунок 5.12 - Компресорно-детандерний агрегат суміщеного виконання робочих порожнин:

КМ - робоча порожнина компресії; Д - робоча порожнина розширення; Дв - двигун; 1 - вхід повітря в компресор; 2 - вихід стиснутого повітря; 3 - вхід повітря в детандер; 4 - вихід повітря з детандера

В агрегаті на рис. 5.11 компресор і детандер послідовно розташовані на одному валопроводі, але з роздільним розміщенням роторів і корпусів циліндричної форми. Робочі порожнини компресора і детандера повністю від'єднані одна від одної. Агрегати подібного типу можуть бути виконані із застосуванням й інших типів ротаційних машин (гвинтових, спіральних, шестерінчастих та ін.).

Агрегатування компресора і детандера за схемою на рис. 5.12 має ряд істотних переваг і недоліків. До позитивних якостей можна віднести:

- компактність виробу;

- зниження потужності тертя за рахунок належності одного комплекту пластин як компресора, так і детандера;

- добра врівноваженість за рахунок симетричності порожнин;

- простота процесів збирання, розбирання і ремонту.

Поєднання робочих порожнин робить негативний вплив на такі процеси в агрегаті:

- виникають перетікання робочого середовища між компресором і детандером по зазорах у торцях машини і затисненому об'ємі;

- вирівнюються температури поверхонь робочих органів в обох порожнинах агрегату.

Необхідно також відзначити певні технологічні труднощі, пов'язані з виготовленням еліпсоподібного корпуса і кришок торців.

Використання як матеріалу пластин композиційних карбопластиків (флубон-20, графелон та ін.) дозволяє підтримувати режим роботи ротаційно-пластинчастих машин без подачі мастила і без інтенсивних охолоджувальних систем. Неминуче за таких умов підвищення температури у зоні контакту, проте надає позитивний вплив на зниження коефіцієнта тертя і його стабілізацію при значенні 0,07 в інтервалі температур 130-230^оС. Вказане зниження коефіцієнта тертя, у свою чергу, впливає на стабілізацію температури в зоні контакту на поверхні корпусу і в пазах ротора. Відповідно до методики прогнозування температури в зоні тертя на контакті “пластина-рабоча поверхня корпусу”, розробленої на кафедрі холодильних і компресорних машин Сумського державного університету, були виконані розрахунки для ротаційно-пластинчастого вакуум-насоса РВН-6 з пластинами з флубону-20. На базі чисельного аналізу за названою методикою був встановлений характер залежності коефіцієнта тертя в усьому діапазоні температури робочої поверхні корпусу, рисунок 5.13

Рисунок 5.13 - Графік зміни коефіцієнта тертя при контакті “флубон-сталеве контртіло”, - t_a температура робочої поверхні ротаційно-пластинчастої компресорної машини

Температурний стан робочої поверхні корпусу залежить від розподілу потужності тертя у вигляді теплових потоків, спрямованих до робочого газу і до охолоджувального середовища. Відповідно до балансу за стаціонарних умов можна записати вираз для потужності тертя

. (5.56)

Позначимо частку теплоти, що відводиться у робочий газ

. (5.57)

У загальному вигляді рівняння для та мають вигляд



, (5.58)

, (5.59)

де Т_а - середня температура поверхні контакту пластини з корпусом;

Т_ох, Т_Г - середні температури охолоджувального середовища і робочого газу;

k_ox - коефіцієнт теплопередачі від внутрішньої стінки корпусу до охолоджувального середовища;

_Г - середній коефіцієнт тепловіддачі від поверхні до робочого газу;

F - розрахункова площа поверхні теплообміну.

Рівень температури поверхні контакту пластин, Т_а залежить від частки теплового потоку, що йде до охолоджуючого середовища. Для пластин з флубону 15/20 може бути використана залежність

, ^оС. (5.60)

З урахуванням графіка на рисунку 5.13 діапазон оптимальних значень частки , які відповідають коефіцієнту тертя f = 0,07, становить

_опт=0,15-0,5,

де менші значення частки _опт відповідають меншим значенням температури Т_а.

Величина потужності тертя визначається за формулою

, (5.61)

де р_к - контактний тиск у зоні тертя;

А - сумарна швидкість пластин на радіусі контакту;

и_к - лінійна швидкість пластин на радіусі контакту.

Нехтуючи середнім тиском газової плівки у зазорі між пластиною і корпусом, зважаючи на малі перепади тиску між всмоктуванням і нагнітанням, для розрахунків можна взяти

р_к = р_а, (5.62)

де р_а - номінальний тиск пластини на корпус, який визначається з рівняння

, (5.63)

де М_пл - маса пластини;

- кутова швидкість обертання ротора;

R - середній радіус контакту пластини стосовно осі обертання ротора;

Z_пл - число пластин.

Після ряду перетворень рівняння (5.63) може бути записано у вигляді

, (5.64)

де - густина матеріалу пластини для флубону-20;

= 2100 кг/м³;

- відносний ексцентриситет ротора;

згідно з [51] = 0,11 - 0,15.

Коефіцієнт 3,5 враховує співвідношення висоти пластини до ексцентриситету, яке, як правило, використовується при розрахунках геометричних параметрів.

З урахуванням виразів (5.62) і (5.64) рівняння (5.61) записується у такій формі:



, (5.65)

де - відносна довжина пластин;

- відносна товщина пластин.

Згідно з [53] = 3,4 - 8; = (0,5 - 1,0)·, = 3 - 12 мм для неметалевих пластин; и_к = 10 - 13 м/с.

Для розрахунку циклу теплового насоса на базі ротаційно-пластинчастих машин необхідно знати величину питомого теплового потоку, який передається робочому газу від поверхні контактного тертя

, (5.66)

де - масова витрата газу в машині, який може бути пов'язаний з геометричними і режимними параметрами, що виражається у такому вигляді:

, (5.67)

де - коефіцієнт подачі, тобто відношення дійсної об'ємної продуктивності за умов всмоктування до теоретичної;

_Г - густина газу за умовами всмоктування для компресора і за умовами випуску для детандера;

l_ц - осьовий розмір циліндра, для розрахунків можна брати l_ц = l;

R_ц - радіус внутрішньої розточки циліндричного корпусу, R_ц = R + е;

С - коефіцієнт, який враховує вплив числа пластин на теоретичний об'єм всмоктування;

для відносного ексцентриситету в інтервалі значень = 0,1 - 0,15 згідно з [53] ця величина має значення.



Zпл	6	8	10	12	12
С	12,2	12,3	12,4	12,5	4

Після перетворень рівняння (5.67) може бути записане у вигляді

. (5.68)

Після підстановки (5.65) і (5.68) в (5.66) отримаємо

. (5.69)

Величини, що входять у рівняння (5.69), практично не вимагають попереднього визначення і входять до групи рекомендованих параметрів ротаційно-пластинчастих машин для стиснення і розширення газів.

Для пластин з флубону (Z_пл = 8; = 0,5) значення питомої теплоти від тертя знаходиться у межах q_TP = 10 - 12 кДж/кг.

Більш точний розрахунок q_TP може бути виконаний на базі конструктивних і режимних параметрів спроектованого компресора або детандера згідно з методикою [31].

5.3.2 Розрахункова методика

Як розрахункова схема повітряного теплового насоса з використанням компресорно-детандерного агрегату ротаційно-пластинчастого типу застосовується така, що зображена на рисунку 5.8.

Безпосередньо сам агрегат, який використовується у даному схемному рішенні, може бути виконаний у різних конфігураціях. У висловлюваній розрахунковій методиці основу складає алгоритм визначення режимних параметрів для агрегату з роздільним розміщенням робочих порожнин. Для схеми суміщеного виконання робочих порожнин компресора і детандера, рис. 5.12, в загальну розрахункову методику вносяться доповнення, які характеризують особливості даної схеми.

Наявність у даних машинах смугового джерела тепла на поверхні контакту пластин з корпусом свідчить про некоректність застосування адіабатної моделі, яка прийнята при розрахунках у розділі 5.2.2 для машин динамічного принципу дії (турбомашин).

Для опису термодинамічних процесів реального циклу із застосуванням компресорно-детандерного агрегату ротаційно-пластинчастого типу використовується шлях визначення умовних показників політроп стиснення і розширення, що враховує наявність технічної роботи, теплообміну і внутрішнього незворотного тертя. На рисунку 5.14 наведена модель розімкненого циклу повітряного теплового насоса на базі даних агрегатів згідно зі схемою рисунка 5.8, але із внесенням змін в індексацію процесу в детандері (замість позначення стану на виході точкою 5 використовуємо точку 4).

Рисунок 5.14 - Модель циклу повітряного теплового насоса

За даною моделлю передбачаються умови роботи теплового насоса у межах термічних параметрів повітря, що відповідають ідеальногазовому стану. В цьому випадку ізотерми та ізоентальпи в представленій діаграмі збігаються. На рисунку зображені такі процеси для компресора і детандера:

1 - 2s - ізоентропійний процес s₁=const, який проходить без теплообміну з навколишнім середовищем і без дисипації і втрат енергії (ідеальний адіабатний процес у компресорі);

1 - 2а - дійсний процес у компресорі за умови відсутності теплообміну з навколишнім середовищем (зовнішніми джерелами);

1 - 2 - дійсний процес у компресорі, який враховує підігрів газу при дисипації енергії (внутрішня незворотність) та підігрів, який викликаний теплообміном газу з поверхнею тертя (зовнішня незворотність);

3 - 4s - ізоентропійний процес у детандері (адіабатні умови і без втрат);

3 - 4а - дійсний процес в детандері за адіабатних умов проходження;

3- 4 - дійсний процес у детандері із зовнішнім теплообміном (з підведенням тепла до газу).

Дисипована енергія і відповідна їй теплота, підведена до газу в процесах 1-2а і 3-4а для компресора і детандера, еквівалентних площам s₁-1-2а-s_2а і s₃-3-4а-s_4а, що розташовані під лініями процесів 1-2а і 3-4а.

Зображені на рисунку 5.14 заштриховані площі s₁-1-2- s₂ і s₃-3-4- s₄ відповідають питомим кількостям теплоти q_1-2 і q_3-4, що підсумовують теплоту дисипованої енергії в робочих процесах газового середовища в машинах і теплоту, підведену до газу від поверхонь тертя:

, (5.70)

. (5.71)

Для визначення дисипаційної складової в цих рівняннях можуть бути використані закономірності адіабатних процесів ідеального газу

, (5.72)

, (5.73)



де - адіабатні ККД компресора і детандера.

На основі рівняння (5.66) запишемо вирази для визначення складової зовнішнього теплоприпливу, обумовленого тертям пластин

, (5.74)

, (5.75)

де індекси «КМ» і «Д» позначають належність величин до компресора або детандера для роздільної схеми їх розміщення в агрегаті.

При розрахунках за схемою поєднання робочих порожнин компресора і детандера використовується рівняння, яке характеризує спільність підведення теплоти контактного тертя до газу:

. (5.76)

Права частина у рівнянні (5.76) обчислюється за залежністю (5.69) з усередненням коефіцієнтів подачі для компресорної і детандерної порожнин.

Допускаючи рівність середніх ізобарних теплоємностей повітря в інтервалах температур поверхні тертя і температур газу, можна записати співвідношення між q_1-2 і q_3-4 у вигляді

. (5.77)

Стосовно схеми суміщеного виконання робочих порожнин, у рівнянні (5.77) дотримується рівність



.

Реальність процесів у компресорі і детандері, як було зазначено раніше, доцільно розглядати у політропному наближенні, для чого введемо такі позначення:

n - середній показник політропи стиснення у компресорі;

m - середній показник політропи розширення в детандері;

- політропний ККД машин агрегату;

- показник степеневих функцій для компресора;

- показник степеневих функцій для детандера;

Визначення необхідного тиску нагнітання компресора при відомих температурах Т₁ і Т₂ виконується за залежністю

. (5.78)

Для детандера базовим параметром розрахунку є температура повітря на виході Т₄, що обчислюється за формулою

. (5.79)

Для визначення питомої роботи компресора l_КМ і детандера l_Д використовуються балансові рівняння енергії у вигляді:

, (5.80)

. (5.81)



З даних рівнянь можна записати вирази, на базі яких обчислюються шукані показники степеневих функцій для компресора і детандера

, (5.82)

. (5.83)

За відсутності зовнішніх теплоприпливів до газу, тобто при , рівняння (5.82) і (5.83) зводяться до відомої залежності:

,.

У технічному завданні на проектування компресорно-детандерного агрегату для повітряного теплового насоса повинні бути задані такіпараметри:

* масова витрата повітря, циркулюючого через агрегат;

* тиск і температура всмоктування в компресор і температура нагнітання;

* теплове навантаження на теплообмінник;

* температура і тиск на вході в детандер і тиск випуску повітря з детандера.

Для схем з будь-яким компонуванням робочих порожнин компресора і детандера вибираємо ряд додаткових параметрів:

* матеріал пластин, коефіцієнт тертя та відповідну цьому коефіцієнту температуру контакту поверхні Т_а , частку і лінійну швидкість ковзання пластин u_к;

* коефіцієнти подачі компресора і детандера;

* число пластин і відносні величини основних геометричних параметрів;

* адіабатні та політропні ККД.

На базі перелічених даних за рівнянням (5.69) виконуємо розрахунок і для схеми роздільного виконання і - для схеми суміщеного виконання робочих порожнин.

Використовуючи значення з рівняння (5.82), визначаємо показник .

Для знаходження показника необхідно обчислити питому ентальпію у точці 4:

. (5.84)

Шуканий тиск р₂ знаходиться з рівняння (5.78).

Для схеми суміщеного виконання робочих порожнин визначення показників політроп, тиску нагнітання і температури випуску базується на розв'язанні системи рівнянь (5.76), (5.77), (5.82), (5.83).

Енергетична ефективність даного теплового насоса оцінюється коефіцієнтом перетворення

, (5.85)

де - механічний ККД машин;

- ККД передачі і приводного двигуна.

Розрахунок системи охолодження агрегату і конструктивних розмірів проводиться згідно з методиками, що викладені в [51, 31, 39].



5.4 Контрольні питання і завдання

1. Сформулюйте відмінність у поняттях „відносна вологість” та „вологовміст” для атмосферного повітря.

2. Як змінюється відносна вологість повітря у таких процесах:

а) нагрівання;

б) охолодження;

в) стиснення;

г) розширення?

3. Назвіть умову, за якої для повітря має місце:

а) конденсація водяної пари;

б) десублімація водяної пари.

4. Що характеризує лінія тепловологісного відношення для сушильної установки?

5. Яка мета переходу від прямотечійних схем до рециркуляційних у системах повітряного теплопостачання?

6. Поясніть необхідність у витяжних вентиляторах на схемах з теплоутилізацією (рисунки 5.3 та 5.4).

7. Дайте характеристику кожному процесу у циклі повітряного теплового насоса на рисунку 5.5 б.

8. Поясніть показники енергоефективності повітряних теплових насосів.

9. Сформулюйте особливості ротаційно-пластинчастих компресорних машин.

10. Сформулюйте вимоги до матеріалу пластин ротаційно-пластинчастих компресорних машин.

11. У чому виявляються позитивні та негативні фактори наявності контактного тертя у машинах повітряного теплового насоса?

12. Який параметр компресора мінімізує енергоефективність повітряного теплового насоса?

Розділ 6. ТЕПЛОНАСОСНА ТЕРМОТРАНСФОРМАЦІЯ У ВИПАРНИХ І КРИСТАЛІЗАЦІЙНИХ УСТАНОВКАХ

6.1 Базові схеми

Випаровуванням називається процес підвищення концентрації сухої речовини в рідких розчинах. Випаровуванню піддають розчини різних солей, лугів, органічних та інших речовин.

У ряді випадків випаруваний розчин піддають подальшій кристалізації в апаратах, які спеціально пристосовані для цих цілей.

Тепло для випаровування, як правило, підводиться з потоком водяної пари, яку називають гріючою або первинною. Для її генерації затрачуються первинні енергоресурси в парогенераторах автономного паропостачання або паротурбінних установок.

Пара, що утворюється при випаровуванні киплячого розчину, називається вторинною.

Процеси випаровування проводять під вакуумом при атмосферному тиску і тиску вище атмосферного. Вибір тиску пов'язаний із властивостями випаровуваного розчину і можливістю використання теплоти вторинної пари.

Випаровування під вакуумом має певні переваги перед випаровуванням при атмосферному тиску, оскільки при пониженні тиску над розчином з'являється можливість проводити цей процес при низьких температурах порядку 50-70⁰С, що важливо для термолабільних розчинів, які використовуються у харчових технологіях.

Застосування вакууму дає можливість використовувати як гріючий теплоносій вторинну пару самої випарної установки, що, як правило, реалізується у багатокорпусних схемних рішеннях. Надмірні потоки вторинної пари в багатокорпусних установках використовують в інших технологічних процесах і називають їх екстрапарами.

При випаровуванні при атмосферному тиску вторинна пара не використовується і, як правило, відводиться в атмосферу. Випаровування при надлишковому тиску пов'язано з підвищенням температури кипіння, відповідно необхідні більш високі параметри теплоносія.

Випаровування при атмосферному тиску, а іноді і випаровування під вакуумом проводять в однокорпусних випарних установках. Проте найбільш поширеними є багатокорпусні випарні установки, що складаються з декількох випарних апаратів (корпусів), у яких вторинна пара кожного попереднього корпусу спрямовується як гріюча у наступний корпус. При цьому тиск у корпусах (по ходу випаровуваного розчину) знижується так, щоб забезпечити необхідну різницю температур між вторинною парою з попереднього корпусу і розчином, що кипить у даному корпусі. У подібних установках первинною парою обігрівається тільки перший корпус.

Конструктивно випарний апарат є вертикальним кожухотрубним теплообмінником із сепаратором рідкої фази [34, 20]. Гріюча пара потрапляє у міжтрубний простір, а випаровуваний розчин - у трубний з центральною (чи виносною) циркуляційною трубою. Широко застосовується виокремлення сепаратора у вигляді самостійного компонента випарної установки.

На рисунках 6.1 і 6.2 наведені принципові схеми однокорпусної і трикорпусної випарної установки, що працюють під вакуумом зі споживанням гріючої пари, що виробляється у самостійній системі парогенерації, так званої котельної пари.



Рисунок 6.1 - Принципова схема однокорпусної випарної установки, що працює під вакуумом:

ВА - випарний апарат; КД - конденсатор вторинної пари; ВН - вакуум-насос; Н_к - насос конденсатний; Н_х - насос холодоносія; ГР - градирня; I, II,...,VII - лінії матеріальних потоків

Рисунок 6.2 - Принципова схема трикорпусної випарної установки, що працює під вакуумом:

ВА1, ВА2, ВА3 - випарні апарати; КД - конденсатор; ВН - вакуум-насос; Н_к - насос конденсатний; Н_х - насос холодоносія; ГР - градирня

Розглянемо принципову схему однокорпусної випарної установки. У гріючу камеру випарного апарата (у міжтрубний простір) подається насичена водяна пара, лінія I, де вона конденсується і виводиться по лінії II. У свою чергу, випарюваний розчин подається в апарат по лінії III, а відводиться по лінії IV.

При роботі у вакуумному режимі необхідне розрідження в робочій порожнині випарного апарата створюється за рахунок роботи конденсатора, який встановлений на лінії V для відкачування вторинної пари. Конденсат вторинної пари, який утворюється в конденсаторі, за допомогою конденсатного насоса виводиться за межі даної системи, лінія VI. При використанні конденсаторів змішувального типу з барометричною трубою конденсатний насос може не встановлюватися.

Для відкачування газів, що не конденсуються, конденсатор з'єднується з вакуум-насосом, лінія VII. У деяких випадках вакуум-насос також забезпечує відсмоктування повітря з гріючої порожнини випарного апарата. Як вакуум-насос, як правило, використовують водокільцеві вакуум-насоси або агрегати на їх базі.

У більшості випарних установок, що працюють під вакуумом як холодоносії, для конденсатора застосовується вода системи зворотного водопостачання зі скиданням тепла конденсації, що відводиться, на градирних. Для переміщення холодоносія через конденсатор використовуються відцентрові водяні насоси. При низькому тиску у випарному апараті для охолодження холодоносія застосовують холодильні машини.

Для схеми трикорпусної випарної установки, рис. 6.2, гріюча пара потрапляє тільки у перший корпус, лінія I, з виходом конденсату по лінії II-1. Вторинна пара першого корпусу по лінії V-1 надходить до гріючої камери другого корпусу і у вигляді конденсату виводиться по лінії II-2. Аналогічно вторинна пара другого корпусу використовується для кип'ячення розчину в третьому корпусі, лінії V-2 і II-3.

Переміщення розчину за даною схемою є прямотечійним стосовно гріючої пари у корпусах. Розчин входить в установку по лінії III і далі переходить з корпусу в корпус і виводиться по лінії IV. Оскільки тиск у корпусах зменшується від першого до останнього, то переміщення розчину по корпусах відбувається мимовільно і не вимагає насосного устаткування, без якого не можна реалізувати протитечійну схему між гріючою парою і розчином.

Приєднувана система вакуумування до останнього корпусу аналогічна схемі однокорпусної установки і включає устаткування, описане вище.

6.2 Балансові рівняння випарного апарата

Розрахункова схема випарного апарата наведена на рисунку 6.3.

а) б)

Рисунок 6.3 - Розрахункова схема випарного апарата:

а - схема матеріальних і енергетичних потоків; б - процеси у T, s - діаграмі

Відповідно до даної схеми систему у межах контура: “А” перетинають такі потоки:

- гріючої пари (вхід - 1г, вихід - 2г);

- випаровуваного розчину (вхід - 1р, вихід - 2р);

- вторинної пари (вихід - 1w);

- тепловий потік у навколишнє середовище - .

Процес конденсації гріючої пари у T, s - діаграмі зображений при постійному тиску р_Г зі зміною станів у межах 1г - 2г. Процес кипіння розчину відбувається при тиску р_w з переходом стану розчинника з 1^*_P в 1w, де індексом “” позначатимуться параметри розчинника при температурі кипіння.

Позначимо масові витрати потоків у вигляді:

- масова витрата гріючої пари;

- масова витрата вторинної пари, що виходить з даного апарата;

- масова витрата розчину, що надходить на випаровування в апарат (початкове значення);

- масова витрата упареного розчину (кінцеве значення).

Також позначимо:

- концентрація розчину (за абсолютно сухою речовиною у розчині) на вході у випарний апарат;

- концентрація розчину на виході з апарата.

З урахуванням позначень можна записати:

- матеріальний баланс за абсолютно сухою речовиною, що знаходиться у розчині

; (6.1)

- матеріальний баланс випарного апарата

. (6.2)

На базі даних балансових рівнянь можна отримати рівняння зв'язку витрати вторинної пари та інтервалу зміни концентрації розчину

, (6.3)

, (6.4)



або, позначивши;

, (6.5)

, (6.6)

при цьому матиме місце рівність :

, (6.7)

; (6.8)

- енергетичний баланс випарного апарата при використанні першого закону термодинаміки для потокових систем має вигляд

, (6.9)

де h_1w, h_1p, h_2p, h_1Г, h_2Г - питомі ентальпії робочих середовищ відповідних потоків.

Використання представлених балансових рівнянь залежить від цільового призначення розрахунку. Проте у будь-якому випадку необхідно знати витрату енергоносіїв. Для гріючої пари з рівнянь випливає, що

, (6.10)

. (6.11)

При визначенні питомої ентальпії h_2p необхідно враховувати тепловий ефект концентрації розчину. Величину теплостоків у навколишнє середовище беруть у вигляді частки від теплового навантаження на апарат .

Цю величину втрат тепла забезпечують шляхом облаштування необхідної товщини ізоляційного матеріалу. При припущенні, що , можна використати рівність ;

- ексергетичний баланс випарного апарата у межах контуру “А” на рисунку 6.3

, (6.12)

де - потік ексергії палива випарного апарата;

- потік ексергії продукту випарного апарата;

- потік деструкції і втрат випарного апарата.

Ексергетична ефективність випарного апарата

, (6.13)

або з урахуванням величин питомих ексергій

. (6.14)

Заміна відношення масових витрат вторинної пари і гріючого агента відповідно до виразу (6.11) приводить рівняння ексергетичної ефективності випарного апарата до вигляду

, (6.15)



або, використовуючи позначення, прийняті у розділі 2.2.6:

, (6.16)

де температурна функція перетворень для розчину

(6.17)

і для гріючої пари (котельної пари)

. (6.18)

Як показують розрахунки, ексергетична ефективність безпосередньо самого випарного апарата досить висока, і зі зменшенням корисної різниці температур вона досягатиме максимального значення.

Проте цільове призначення випарного апарата полягає у зміні концентрації розчину, а не в отриманні вторинної пари, і в цьому випадку, при скиданні потоку вторинної пари у навколишнє середовище з рівняння (6.13) виключається величина .

Більш правильним є розгляд ексергетичної ефективності не випарного апарата а всієї установки, про що йдеться у наступному розділі.

6.3 Ексергетична ефективність випарної установки

Схема ексергетичних перетворень однокорпусної випарної установки наведена на рисунку 6.4.



а) б)

Рисунок 6.4 - Схеми до розрахунку ексергетичної ефективності випарної установки:

а - схема ексергетичних потоків; б - схема ексергетичних перетворень

На даних схемах позначення компонентів випарної установки аналогічні позначенням на рисунку 6.1. Позначення потоків ексергії, що перетинають межі контуру “А”:

- на вході і виході гріючої пари;

- на вході і виході розчину;

- на виході конденсату вторинної пари після конденсатного насоса;

- на виході пароповітряної суміші з вакуум-насоса;

- теплового потоку, який скидається на градирні;

N_НК, N_НХ, N_ВН, N_ГР - споживані потужності привода насоса конденсату вторинної пари, насоса подачі холодоносія, вакуумного насоса і вентилятора градирні (устаткування у межах контуру “А”).

Визначення потоку палива даної системи характеризується однозначністю

. (6.19)



Для потоку продукту в реальних умовах пароповітряна суміш після вакуум-насоса викидається у навколишнє середовище, як і тепловий потік у градирні. Тому, відносячи і до потоку деструкції і втрат випарної установки, маємо

. (6.20)

Таким чином, ексергетична ефективність випарної установки може бути записана у вигляді

, (6.21)

де .

Якщо ексергетичний потенціал потоку конденсату вторинної пари не використовується в подальшому в устаткуванні, то ексергетична ефективність випарної установки істотно знижується і визначається виразом

.

При складанні рівняння для ексергетичної ефективності багатокорпусної випарної установки, наприклад, відповідно до рисунка 6.2, необхідно врахувати

- береться тільки для першого корпусу;

,



де , - потоки ексергії конденсату вторинної пари, що утворюється у гріючих порожнинах II і III го корпусів (випарних апаратів);

- потік ексергії конденсату вторинної пари після III корпусу, що утворюється в конденсаторі установки за рахунок циркуляції холодоносія.

Оцінка ексергетичної ефективності компонентів випарної установки може бути виконана з використанням загальної методології ексергетичного аналізу і рівнянь, записаних у розділі 6.2.

На базі вказаної оцінки із залученням термоекономічних показників можлива оптимізація режимних і конструктивних параметрів випарної установки.

6.4 Схеми з рекомпресією вторинної пари

Рекомпресія вторинної пари після випарного апарата має на меті підвищення тиску і температури до рівня параметрів гріючої пари. Для однокорпусної випарної установки схемні рішення рекомпресії вторинної пари наведені на рисунку 6.5.

а) б)

Рисунок 6.5 - Принципові схеми рекомпресії вторинної пари для однокорпусних випарних установок:

а - з використанням механічної рекомпресії;

б - з використанням пароструменевої рекомпресії;

ВА-випарний апарат; КМ-компресор;

Е-пароструменевий ежектор

Для схеми з механічною рекомпресією вторинна пара стану 1 w потрапляє на всмоктування у компресор, де у результаті передачі енергії від приводного двигуна вторинна пара характеризується термічними параметрами стану 2, достатніми, щоб підтримувати корисну різницю температур Т_ВА. Після гріючої порожнини конденсат стисненої вторинної пари характеризується станом точки 3. Не позначені на рисунку 6.5 вакуум-насос і насос для відкачування конденсату приєднуються до лінії виходу конденсату з гріючої камери випарного апарата. Важливою перевагою даного варіанта рекомпресії вторинної пари є відсутність конденсатора і системи охолодження холодоносія. Що стосується головної переваги - зниження витрат енергії і фінансових витрат, - то ці питання будуть розглянуті у наступних розділах.

Підвищення параметрів вторинної пари може бути реалізовано за допомогою пароструменевого ежектора, рис. 6.5 б, шляхом використання потоку робочої пари ежектора, яка подається в активне сопло (стан 1А). Потік змішування після ежектора розділяється на два потоки, один з яких подається в гріючу камеру випарного апарата, а інший викидається або використовується у суміжних технологіях, як у паровому стані, так і у вигляді конденсату при відповідному включенні в схему конденсатора. Необхідно відзначити важливу обставину, що знижує позитивні якості рекомпресії із застосуванням пароструменевого ежектора. Справа в тому, що змішування в ежекторі робочої пари і вторинної пари робить конденсат потоку змішування незворотним в систему парогенерації, що збільшує витрати, пов'язані зі споживанням свіжої води і її обробкою перед парогенератором.

Схемні рішення для рекомпресії вторинної пари в багатокорпусних установках досить різноманітні і багатоваріантні [63, 65, 35].

Випарні апарати в багатокорпусних установках можуть з'єднуватися в паралельні або послідовні лінії подачі розчину на випарювання та забезпечуватися одним або декількома компресорами та ін. На рис. 6.6 наведено дві схеми трикорпусних випарних установок з механічною рекомпресією.

а) б)

Рисунок 6.6 - Принципові схеми рекомпресії вторинної пари у багатокорпусних випарних установках:

а) рекомпресія загальної кількості вторинної пари;

б) рекомпресія вторинної пари останнього корпусу;

ВА1, ВА2, ВА3 - випарні апарати; КМ - компресор; I - лінія подачі розчину на випаровування; II - лінія відведення упареного розчину; III - лінія відведення конденсатів вторинної пари

За схемою на рисунку 6.6 а кожний з трьох випарних апаратів працює при однакових режимних параметрах з паралельною роздачею і відведенням як розчину, так і вторинної пари та дожиманням її в компресорі. Подібна схема дозволяє підтримувати мінімально допустимі різниці температур між гріючою парою і розчином, наприклад, для молока це 4-5^оС. Проте при цьому матиме місце велика витрата пари через компресор, яка дорівнює загальній кількості випаруваної води (розчинника) з розчину.

Схема “б” цього самого рисунка характеризується використанням вторинної пари першого і другого корпусів як гріючої пари подальших корпусів, а для обігріву першого корпусу реалізується рекомпресія вторинної пари останнього (третього) корпусу.

Подача розчину на випаровування починається з першого корпусу з подальшим перепуском на другий і третій випарні апарати. Температура кипіння розчину у кожному корпусі підтримується зі зниженням на 4-6^оС, внаслідок чого загальний температурний перепад зростає пропорційно числу ступенів випаровування (корпусів). Таким чином, рекомпресія вторинної пари третього корпусу відбувається з великим перепадом тиску, але з меншою витратою. У цьому і полягає основна відмінність схем на рисунку 6.6.

Впровадження рекомпресії в процеси випаровування привело до появи однокорпусних, але багатосекційних випарних установок, схема однієї з них згідно з [65] наведена на рисунку 6.7.

Рисунок 6.7 - Схема моноблокової випарної установки з рекомпресією вторинної пари:

1, 2, 3 - секції випарної установки; КМ - компресор; С - сепаратор; ПР - підігрівач розчину; Н1, Н2 - насоси перепускання розчину по секціях

Зображена на рис. 6.7 моноблокова випарна установка складається з трьох секцій, що утворені за рахунок відповідних перегородок у верхній і нижній кришках вертикального випарника кожухотрубного типу.

Вторинна пара зі всіх секцій збирається у верхній порожнині нижньої кришки (кубової частини апарата), звідки після сепаратора надходить на всмоктування у компресорну машину. Стиснена вторинна пара спрямовувається у міжтрубний простір теплообмінника, де вона передає теплове навантаження розчину одночасно для всіх секцій. Конденсат вторинної пари, що утворюється при цьому, виводиться з апарата і нагріває початковий розчин у підігрівачі розчину ПР, лінія ІІІ. Переміщення розчину по секціях здійснюється за рахунок роботи насосів Н1 і Н2. Вхід розчину в установку і його вихід позначені на даній схемі у вигляді ліній I і II.

Випарні установки згідно з даною схемою значно поширені у молочних виробництвах ряду європейських країн; їх продуктивність становить до 12 тонн на годину випаровуваної вологи при питомому споживанні електроенергії на привод компресорів порядку 10-12 кВтгод на тонну випаровуваного розчинника (36-43 кДж/кг).

Використання рекомпресії на базі струменевої ежекції у багатокорпусних випарних установках має обмежений характер і реалізоване, наприклад, у двокорпусних випарних системах виробництва згущеного молока типу Віганд 2000, 4000, 8000. Останні цифри позначають продуктивність по випаруваній волозі, кг/годину. Питома витрата робочої пари для подібних систем становить 0,42...0,45 кг робочої пари на кг випарюваної вологи. На рисунку 6.8 наведена спрощена схема вакуум-випарної установки Віганд.



Рисунок 6.8 - Принципова схема двокорпусної випарної установки з пароструменевою рекомпресією вторинної пари:

ВА1, ВА2 - випарні апарати; Э - ежектор; - масові витрати пари і конденсату; G - масові витрати розчину

На відміну від схеми на рисунку 6.5 б у гріючу порожнину випарного апарата ВА1 потрапляє вся пара після змішування в ежекторі, внаслідок чого кількість вторинної пари, отримуваної у першому корпусі, перевищує необхідну для обігріву другого корпусу. Як випливає з наведеної схеми, вторинна пара після першого корпусу розділяється на три потоки:

, (6.22)

де - масова витрата пасивного потоку ежектора;

- масова витрата гріючої пари для другого корпусу;

-екстрапара першого корпусу, яка використовується для нагріву розчину (підігрівачі розчину на схемі не показані).

У свою чергу, від вторинної пари після другого корпусу відбирається екстрапара у кількості для цілей попереднього підігріву розчину, а решта кількості вторинної пари з витратою йде на конденсатор (вузол конденсатора на схемі не показаний).

Подібний розподіл парових потоків дозволяє реалізувати процес випаровування і підігріву розчину. Потоки конденсатів у гріючих камерах корпусів і також використовуються для нагрівальних цілей. Зважаючи на наявність великої різниці температур випаровування по корпусах (17-19^оС), перепускання розчину з першого ступеня в другий виконується через підігрівальний теплообмінник; на схемі це позначено різними станами розчину в точках 2р і 3р.

Загальний матеріальний баланс для даної схеми може бути представлений рівнянням

. (6.23)

6.5 Оцінка енергоефективності механічної рекомпресії вторинної пари

Розрахункова схема випарного апарата з механічною рекомпресією вторинної пари наведена на рисунку 6.9.

а) б)

Рисунок 6.9 - Розрахункова схема випарного апарата з механічною рекомпресією вторинної пари:

а - схема матеріальних і енергетичних потоків;

б - процеси у T, s - діаграмі

З урахуванням позначень, введених у розділі 6.2, рівняння енергетичного балансу випарного апарата у межах контуру “А” записується у вигляді

, (6.24)

де - потік механічної роботи, який передається робочому середовищу у компресорній машині (індикаторна потужність компресора);

- тепловий потік від зовнішніх поверхонь випарного апарата і компресора у навколишнє середовище.

Після підстановок на базі виразів (6.7) і (6.8) маємо

, (6.25)

або

. (6.26)

де = 1,05 - коефіцієнт, який враховує тепловтрати у навколишнє середовище для випарної установки з рекомпресією вторинної пари.

Потужність привода компресора визначається з урахуванням ККД механічних втрат , втрат у передачі і двигуні :

, (6.27)



де .

З позицій термотрансформації функціонування випарного апарата з рекомпресією вторинної пари є сукупністю процесів, які утворюють розімкнений зворотний термодинамічний цикл, і у даному випадку цикл парокомпресійного теплового насоса, де функції випарника і конденсатора виконують відповідні порожнини теплообмінної частини випарного апарату.

Розглядаючи випарний апарат з механічною рекомпресією вторинної пари як тепловий насос, можна записати нижченаведені вирази, які характеризують режимні параметри термотрансформації:

- теплопродуктивність установки

; (6.28)

- потужність приводного двигуна

; (6.29)

- коефіцієнт перетворення (СОР)

. (6.30)

Для невеликих значень корисної різниці температур має місце значне перевищення над , що і приводить до досить високих значень коефіцієнта перетворення (=20-25).

З метою кращої адаптації рівняння коефіцієнта перетворення при виконанні оціночних розрахунків його можна привести до вигляду [7]



, (6.31)

де - густина сухої насиченої водяної пари при температурі кипіння (у стані 1 w);

- питома теплота пароутворення при даній температурі ;

- питома потужність компресора при роботі в інтервалі температур ;

- об'ємна продуктивність компресора за умов всмоктування.

При використанні рівняння для N_пр у вигляді (6.26) питома потужність компресора виражається залежністю

(6.32)

і після підстановки у рівняння (6.31)

. (6.33)

Наведені рівняння відповідають умовам роботи компресора без розвиненого зовнішнього теплообміну, що є прийнятним при розрахунках з використанням машин динамічного принципу дії (турбомашин). У разі застосування компресорних машин з системами охолоджування, то при складанні енергетичного балансу необхідно врахувати тепловий потік, який відводиться від робочого середовища у компресорі. Так, наприклад, при використанні рідинно-кільцевих компресорних машин необхідно враховувати відведення теплового потоку від робочої рідини у системі охолодження.

Для порівняльних розрахунків енергоефективності може бути застосований параметр, який називають питомою витратою енергії, у даному випадку це витрата енергії, віднесена до кілограма випаровуваної рідини (розчинника) :

(6.34)

або з урахуванням попередньої залежності

. (6.35)

Для однокорпусної випарної установки без рекомпресії питома витрата енергії визначається аналогічно, але з урахуванням виду затрачуваної енергії, а саме теплоти, отриманої від гріючої пари, що утворюється за рахунок згоряння викопного палива (котельної пари):

. (6.36)

Величина теплового потоку, передаваного розчину від гріючої пари (позначення на рис. 6.3)

, (6.37)

або

, (6.37а)



де - питома теплота конденсації гріючої пари (котельної пари) при температурі конденсації.

З урахуванням виразу (6.11) можна записати

. (6.38)

Порівнюючи питомі витрати енергії для випаровування без рекомпресії та з її використанням, можна отримати (допускаючи, що ) величину зниження питомих витрат при переході до теплонасосного теплопостачання випарної установки:

. (6.39)

Більш об'єктивним показником порівняння будь-яких термомеханічних систем, як було зазначено раніше, є рівень ексергетичної ефективності.

Для однокорпусної випарної установки з механічною рекомпресією вторинної пари у межах контуру “А” згідно з рисунком 6.9 а рівняння для ексергетичної ефективності матиме такий вигляд:

. (6.40)

При розширенні меж контуру “А”, наприклад, з включенням вакуум-насоса і насоса для відкачування конденсату після гріючої камери, у рівнянні (6.40) потрібно врахувати потужності вказаного устаткування

(6.41)



де - потік ексергії конденсату з гріючої камери, але обчислюваний за параметрами температури і тиску за конденсатним насосом.

6.6 Основи розрахунку багатокорпусних випарних установок з механічною рекомпресією

У розділі 6.4 було наведено два основні види схемних рішень для багатокорпусних установок з рекомпресією, рис. 6.6 6.6. У більшості випадків виконання розрахунків для подібних випарних установок пов'язано з необхідністю їх реконструкції з метою зниження експлуатаційних витрат. Тому головна задача розрахунку полягатиме у визначенні техніко-економічних показників порівняння з базовою схемою. Як і для інших об'єктів застосування теплонасосної технології, зіставлення базового і енергозберігаючого варіантів випарної установки пропонується спочатку проводити за питомою вартістю енергоспоживання, а потім за показниками термоекономічного розрахунку.

Безумовно, реконструкція, спрямована на впровадження рекомпресії вторинної пари для багатокорпусних випарних установок, може проводитися як зі збереженням режимних параметрів, так і з їх зміною. У метах даного посібника викладається зіставлення показників випарних установок при збереженні значень таких параметрів:

- масових витрат і концентрацій розчину на вході і виході з установки;

- температурних рівнів середовищ у порожнинах гріючої камери кожного апарата;

- геометричних параметрів апаратів і базових комунікацій.

...