«УТВЕРЖДАЮ Зав. кафедрой энергетики _Ю.В. Мясоедов _2012 г. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ЭНЕРГОСИСТЕМЫ ПРЕДПРИЯТИЙ УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС ПО ДИСЦИПЛИНЕ для специальности 140106.65 – Энергообеспечение предприятий Составитель: ...»

Как правило, из воздуха получают один из продуктов (О2 или N2). Одновременное получение чистых N2 и О2 в одной колонне достигается при выпуске в атмосферу аргонной фракции из колонны низкого давления разделительного аппарата.

Типы установок: АжК – 0,02М; К – 0,04; АК – 0,1; КжАж – 0,04; Аж – 0,15-1.

Здесь А – азот, К – кислород, ж – жидкий.

Установки низкого давления (0,5-0,7 МПа) позволяют получить значительные количества О2 (от 150 до 33 тыс.м3/ч) и N2 (от 40 до 27000 м3/ч).

Как правило, это установки с колоннами двукратной ректификации. Производят в них не только О2 и N2, но и Аr, и другие инертные газы. Количество перерабатываемого воздуха составляет 8-18 тыс.м3/ч.

Типы установок: К – 1,4; А – 8; Акт – 16-1; КА – 13,5т (т – технический продукт, цифры – количество основного продукта в тыс.м3/ч).

Мощность привода компрессоров (электродвигатели) составляет 1-9 тыс.кВт, применяют также паровые турбины такой же мощности.

Удельные энергозатраты составляют: кислород – 0,45-0,67 и азот – 0,214 кВтч/м3.

Установки двух давлений: два типа – средней производительности – для получения газообразных продуктов (расход воздуха – 2-20 тыс.м3/ч) и большой производительности – получение жидких О2 и N2 (расход воздух – 5 тыс.кг/ч и выше).

В установках первого типа применяют процессы двух давлений – низкого (0,6 МПа) и высокого (9-18 МПа) с расширением части азота низкого давления в турбодетандере или с расширением части воздуха высокого давления в поршневом детандере и предварительным охлаждением воздуха высокого давления.

В установках второго типа весь воздух поступает в установку под низким давлением (0,5-0,6 МПа), а покрытие холодопотерь через изоляцию и с продуктами разделения осуществляется с помощью азотного циркуляционного криогенного цикла среднего давления (~ 3,0 МПа). При этом значительно увеличивается доля продуктов разделения выводимых в жидком виде.

Удельные энергозатраты составляют: кислород – 0,77-2,03 и азот – 0,122 кВтч/м3.

Очистка перерабатываемого воздуха от диоксида углерода (СО2) и водяных паров осуществляется:

в установках высокого и среднего давления – в абсорбционных и адсорбционных процессах путем вымораживания с помощью холодильного агента:

а) поглощением СО2 с помощью раствора щелочей в сочетании с адсорбционный осушкой; либо вымораживанием паров воды в теплообменниках, охлаждаемых жидким аммиаком NH3 или фреоном;

б) комплексной адсорбционной очисткой от СО2 и водяных паров на синтетических цеолитах с предварительным охлаждением очищаемого воздуха отбросным азотом или в холодильной установке.

в установках низкого давления:

вымораживанием в регенераторах или реверсивных (перекличающихся) теплообменниках с возгонкой или удалением их выходящими из установки потоками продуктов разделения.

в установках двух давлений:

комплексной очисткой в регенераторах (с охлаждением); химическим путем с применением раствора щелочи (NaOH) в сочетании с очисткой от паров воды адсорбцией – для воздуха высокого давления; вымораживанием – в переключающихся теплообменниках – для воздуха низкого давления.

В табл.5.3. из [4] приведены технико-экономические показатели воздухоразделительных установок.

Технико-экономические показатели воздухоразделительных установок Затраты Удельные за- КПД колонны в среднем составляет Тип установки энергии, траты энергии, 0,534, в общем случае затраты энеркВт гии определяются, кДж/кг Принципиальную схему снабжения потребителей продуктами разделения воздуха рассмотрим на примере производимых кислорода и азота (рис.

5.13).

Обозначения на рис. 5.13:

Аотбр – отбросный азот; Аж – жидкий чистый азот; Ав.д. – азот чистый высокого давления; А – азот чистый низкого давления; Ад – азот чистый под давлением нижней колонны;

К – кислород технологический; Кт – кислород технический; Кв.д. – кислород чистый высокого давления; Кж – жидкий чистый кислород;

Ар – аргон чистый высокого давления; Арж – аргон чистый жидкий; Арс – аргон сырой; Арт – аргон технический;

(Кр + Кс)к – криптоно-ксеноновый концентрат;

(Нe + Ге)см – неоно-гелиевая смесь;

ЖХ – жидкостное хранилище: Г – газгольдер; РЦВД – реципиент высокого давления; РЦСД – реципиент среднего давления;

РР – распределительная рампа; Р – редуктор; ТР – транспортный резервуар для ожиженных продуктов разделения;

АГУ – автомобильная гарификационная установка;

СГУ – стационарная газификационная установка;

HP – наполнительная рампа;

УОК – установка обратной конденсации паров;

КП – «пиковый» кислородный компрессор для закачки кислорода в реципиенты под повышенным давлением.

Продукты разделения, поступающие к потребителям: 1 – жидкий чистый азот – непосредственно к месту потребления; 2 – чистый азот высокого давления – в трубопроводную сеть потребителя; 3 – чистый азот высокого давления – в баллонах; 4,5 – чистый азот низкого давления – в трубопроводную сеть потребителя; 6, 7 – чистый азот под давлением нижней колонны – в трубопроводную сеть потребителя; 8, 9 – кислород технологический – в трубопроводную сеть потребителя; 10 – кислород технический среднего давления – в трубопроводную сеть потребителя; 11 – кислород технический высокого давления – в баллонах; 12 – кислород технический высокого давления – в трубопроводную сеть потребителя; 13 – жидкий технический кислород – непосредственно к местам потребления; 14 – чистый аргон высокого давления – в баллонах; 15 – чистый аргон высокого давления – в трубопроводную сеть потребителя; 16 – жидкий чистый аргон – непосредственно к местам потребления; 17 – криптоноксеноновая смесь; 18 – криптон; 19 – ксенон; 20 – неон; 21 – неоно-гелиевая смесь.

Режим потребления кислорода и азота зависит от потребителей, то есть от графика их работы. Так в непрерывных производствах, таких как доменное, его расход зависит от числа плавок, производительности печи и составляет ~ 77,5м3 на т чугуна. В производстве стали – 62,2-65 м3 на т стали.

Рис.5.13. Принципиальная схема снабжения потребителей продуктами разделения воздуха Организация производства и примеры технологических схем установок разделения воздуха. В зависимости от количества расходуемого кислорода всех потребителей делят на три группы: мелкие, средние, крупные. Мелкие – расходующие до 30 м3/ч, средние – 30-150 м3/ч, крупные – > 150 м3/ч. На долю крупных потребителей приходится 75-80% производимого в стране кислорода.

Мелкие и средние потребители применяют технический кислород в основном для резки и сварки металлов; крупные – технический и технологический кислород и азот для процессов основного производства (металлургических, химических и др.).

Мелких и средних потребителей снабжают районные кислородные заводы, часть потребителей имеет собственные кислородно-азотные установки. Некоторым потребителям кислород доставляется в жидком виде и затем газифицируется.

Для удовлетворения потребности крупных предприятий (потребителей) в кислороде, азоте, аргоне, криптоне, ксеноне создается цех разделения воздуха (кислородный цех, кислородная станция), оснащенный мощными воздухоразделительными установками. Частично продукты разделения воздуха этих предприятий используются для обеспечения более мелких потребителей.

Себестоимость газообразного кислорода зависит от мощности установки (данные Гипрокислорода) [4]:

Тип установки КГМ-30 КГСН-150 К-0,4 БР-14 БР-5М БР-1 БР-2М При расходе кислорода до 150 м /ч и расстоянии до 400 км выгоднее доставлять продукты разделения воздуха под давлением 15,0-20,0 МПа в реципиентах (емкости 375, 750 и 1500 м3/газа), смонтированных на автоприцепах. При расстоянии менее 50 км их выгоднее перевозить автомашинами в баллонах, установленных в контейнеры. При расстоянии более 50 км баллоны выгоднее транспортировать по железной дороге.

Транспортировка газообразных продуктов разделения воздуха по трубопроводам экономически целесообразна только при больших расходах потребляемого газа и сравнительно небольших расстояниях.

При потреблении кислорода до 20 м3/ч и расстоянии до 200 км наиболее экономичен способ доставки кислорода в жидком виде в автомобильных газификационных установках. Если объемы потребления и расстояние превышают указанные, то выгоднее установки разделения воздуха строить на местах потребления кислорода или азота.

Возможны три варианта хозяйственной организации цехов разделения воздуха [4]:

1) в виде самостоятельного предприятия, расположенного на отдельной площадке;

2) в составе вспомогательных цехов на предприятиях металлургической, химической, машиностроительной и других отраслях промышленности;

3) в виде независимого предприятия, расположенного на территории, примыкающей к крупному потребителю основного продукта разделения воздуха.

Схема цеха разделения воздуха. Примерная технологическая схема кислородного цеха металлургического завода показана на рис.5.14 из [4].

Рис.5.14. Схема цеха разделения воздуха: А – основной (кислородный) цех;

Б – цех компрессии; В – цех наполнения баллонов; Г – цех очистки инертных газов; Д – отделение газификации жидкого кислорода; 1 – камера воздушных фильтров; 2 – воздушный турбокомпрессор; 3 – очистка воздуха от СО2, осушка воздуха; 4 – блок разделения воздуха; 5 – кислородный газгольдер; 6,7,8 – кислородные компрессоры; 9 – блоки осушки кислорода;

10 – РЦВД (см.рис.5.13); 11 – кислородные редукторы и регуляторы давления O2, поступающего к потребителю; 12 – наполнительные рампы; 13 – оборудование для очистки и обогащения криптоно-ксенонового концентрата; 14 – установка для очистки аргона от кислорода; 15 – стационарная емкость для жидкого кислорода; 16 – газификаторы жидкого кислорода Компрессоры (8) работают в часы наибольшего потребления кислорода параллельно с реципиентами воздуха (10). В них содержится запас кислорода, расходуемого в час «пик» через редукторы (11). Все линии подачи кислорода комплектуются блоками осушки кислорода (9).

В цехе (В) – наполнения баллонов установлены наполнительные рампы (12) и расположены склады для заполненных баллонов.

В цех (Б) подается под высоким давлением технический О2 кислородным насосом, установленным в цехе (Д). Технологический О2 из цеха (А) поступает в цех компрессии по трубопроводу, на ответвлении которого установлен кислородный газгольдер.

Жидкий О2 из блока разделения сливается в стационарную емкость (15) и оттуда подается в отделение (Д) – газификации кислорода, где расположены газификаторы (16). Сюда доставляется также жидкий О2 в транспортных емкостях (цистернах).

Очистка и сушка воздуха. Воздух, поступающий в компрессор должен быть очищен от пыли, а перед разделительным аппаратом – от СО2 и влаги.

Очистка от пыли - для этого применяют сетчатые фильтры, смачиваемые висциновым маслом; ячейковые фильтры, заполняемые кольцами Рашига (латунь, 10x10 мм), смоченными маслом; масляные самоочищающиеся цепные фильтры.

Воздушные фильтры не требуют специального обслуживания, нужно лишь следить за чистотой всасывающей трубы и отсеков пылевой камеры, не допускать скопления в них атмосферных осадков (влаги или снега), контролировать сопротивление фильтра по показаниям манометра.

Очистка от CO2 производится химическим и физическим способами.

Химический – основан на поглощении СО2 едким натрием (NaOH). Сжатый воздух пропускают через водный раствор NaOH, который вступает в реакцию с СО2, образуя Na2CО3 и применяется в установках высокого и среднего давления.

Этот способ реализуется в скрубберах заполняемых кольцами Рашига. Насадка орошается NaOH, воздух движется навстречу стекающему раствору. Для повышения эффективности применяют два последовательно установленных скруббера.

В установках небольшой производительности применяют декарбонизаторы, в которых осуществляется естественная циркуляция раствора, в отличие от скрубберов. Сжатый воздух барботирует через раствор.

Физические способы:

1) вымораживание в регенераторах или теплообменниках, то есть параллельно с основным процессом. Разность температуры воздуха и холодной стенки при этом не должна превышать 30С, а скорость потока воздуха во избежание срыва инея со стенок и уноса кристаллов СО2 – 3 м/с, коэффициент теплоотдачи от воздуха к стенке должен быть больше в 2 раза полученного расчетом для чистой стенки.

2) адсорбция – при низкой температуре - твердыми веществами (силикагель, алюмогель, цеолиты, глинозем) и растворами СаС12, NaCl и КОН.

При температуре -130°C диоксид углерода (СО2) хорошо адсорбируется силикагелем и особенно цеолитами. Осушка воздуха происходит параллельно с процессами очистки от СО2.

3) комплексная очистка воздуха цеолитами (цео – кипеть, литос – камень – по-гречески). Синтетические цеолиты – минеральные адсорбенты. В состав кристалла цеолита входят оксидыы кремния (SiО2) и алюминия (А12О3), а также способные к ионному обмену катионы главным образом щелочных или щелочноземельных металлов. Общая химическая формула цеолита – Ме2ОАl2О3nSiO2Н2О (Me – металл или смесь металлов, образующих катион; п – коэффициент, показывающий отношение SiО2/Al2О3, п = 2-10).

Обычно обозначают цеолит так: NaX, CaX, KA, NaA, CaA (1-ый элемент – катион; 2-ой – тип кристаллической решетки).

При прокаливании цеолитов их кристаллическая решетка, состоящая из алюмосиликатов не разрушается, а пространства внутри кристаллической решетки, раньше занятые водой, оказываются пустыми.

Полости соединены между собой отверстиями, эффективный диаметр которых различен для разных цеолитов. Через отверстия между полостями могут проникаь только те молекулы, эффективные диаметры которых меньше диаметра отверстий или равны ему, поэтому цеолиты называют молекулярными ситами. При температуре выше 10-13°С очистку на цеолитах вести не следует.

Их применяют в установках производительностью до 2400 м3/ч воздуха. В установках низкого давления их пока не применяют из-за громоздкости блоков осушки и очистки воздуха на цеолитах.

Охрана труда и техника безопасности. Весь комплекс цехов и вспомогательных служб производства продуктов разделения воздуха следует размещать в одном или минимальном количестве зданий. Допускается соблокирование в общем здании с другими производствами, кроме тех, в которых может быть открытый огонь (литейные, термические, кузнечные и т.д.) и получают ацетилен, углеводороды ацетиленового ряда, карбид кальция и водород.

Воздухозабор должен осуществляться из незагрязненной зоны, с наветренной стороны по отношению к производствам с вредными выбросами. Возможны варианты забора воздуха через специальные трубы высотой до 70 м. Для предохранения от нагрева солнцем их окрашивают в светлые тона, делают над ними кровлю и пр.

Емкость склада баллонов не должна превышать 4 тыс. наполненных баллонов, в том числе не более 500 баллонов, наполненных горючими газами, и хранимых в отсеках склада, изолированных от других помещений противопожарными стенками.

Максимальная емкость складов при отделениях наполнения не должна превышать 10 тыс. баллонов. В стенах, разделяющих секции склада, устраиваются проемы для средств механизации транспортировки баллонов и для прохода персонала.

При блокировании реципиентов с отделениями хранения баллонов гидравлическая емкость реципиента не должна быть больше 24000-Рмакс п. Здесь: п – число реципиентов, Ртах – максимальное абсолютное давление в реципиенте. Все реципиенты, располагаемые вне помещений, должны быть защищены ограждениями, препятствующими подходу лиц, не связанных с их обслуживанием.

Для предупреждения загорания кислородных турбокомпрессоров рекомендуется применение материалов только после проверки их на взрыво- и пожароопасность, регламентируется допускаемое количество масла в перерабатываемом воздухе и продуктах его разделения.

Во избежание несчастных случаев необходимо соблюдать правила и инструкции по технике безопасности.

При обращении со щелочами необходимо надевать специальную плотную брезентовую одежду, защитные очки, резиновые перчатки, сапоги, фартуки.

При работе с газообразным или жидким кислородом необходимо остерегаться насыщения кислородом одежды, тканей, обтирочного материала, так как возможна их вспышка от электрической искры или пламени. Если есть опасения, что одежда насыщена кислородом, нужно выйти из помещения и проветрить ее. Во всех помещениях должны быть автоматически действующие противопожарные душевые установки для быстрого тушения огня при загорании одежды.

Необходимо производить контроль воздуха помещения на содержание кислорода. При работе с жидким кислородом или азотом необходимо пользоваться комбинезоном из плотной ткани и перчатками.

К обслуживанию оборудования допускаются лица, прошедшие соответствующую подготовку и освоившие инструкции по обращению с оборудованием, технике безопасности и противопожарным мероприятиям.

5.4. Теплообменное оборудование низкотемпературных установок Теплообменные аппараты низкотемпературных установок отличаются от используемых в высокотемпературных установок тремя характерными особенностями [1]:

1. Теплообмен между рабочими средами реализуется при существенно меньших температурных напорах AT, значение которых в отдельных случаях не превышает 1К.

2. Теплофизические характеристики рабочих сред при низких температурах заметно изменяются в пределах одного и того же теплообменника. В наибольшей степени это проявляется вблизи кривых насыщения и в околокритической области.

3. На эффективность теплообменных аппаратов большое влияние оказывают так называемые вторичные эффекты, обусловленные неравномерностью распределения потоков по проходному сечению и продольной теплопроводностью конструкции.

В низкотемпературных установках используются рекуперативные (кожух отрубные: витые, поперечно-поточные, труба в трубе, пластинчато-ребристые и матричные) и регенеративные с различными типами насадок.

Существуют также регенераторы-рекуператоры. К ним можно отнести пластинчато-ребристые рекуператоры, в которых, как правило, часть потоков переключается как в регенераторах.

Наиболее просты кожухотрубные теплообменники, но они имеют небольшую компактность (S = 150-250 м2/м3) и поэтому применяются редко. Их используют в качестве конденсаторов, испарителей, вымораживателей.

Компактность теплообменника (м2/м3) определяется по формуле где F – поверхность теплообменника; V – объем аппарата.

Наибольшее распространение получили витые теплообменники со значением компактности S = 250-400 м2/м3 [1].

Обычно пучок труб навивается на голый сердечник (d = 10dн), а между слоями трубок параллельно сердечнику устанавливаются прокладки, обеспечивающие проход газа. Концы труб собираются в коллекторы. Прокладки – медные или латунные полоски, припаиваются к трубкам.

Существуют трех-поточные витые аппараты типа «труба в трубе». Воздух высокого давления движется в кольцевом пространстве между поверхностями двух трубок, кислород высокого давления проходит внутри трубки малого диаметра, азот омывает внешнюю поверхность трубок.

Теплообменники из спаянных трубок – пучок труб одинакового или различного диаметра, спаянных между собой в единую монолитную конструкцию.

Эти теплообменники удобны при теплообмене между несколькими различными потоками, применяются в малых криогенных установках. В собранном виде спаянный пучок труб свивается в спираль, змеевик.

Теплообменники типа «труба в трубе» – предназначены для передачи небольших тепловых нагрузок. Внутренняя труба может быть гладкой или оребренной. Прямой поток движется по внутренней трубе, обратный – по кольцевому зазору.

Пластинчато-ребристые теплообменники. Высокая эффективность теплообменника объясняется двухсторонним оребрением. Это многосекционные аппараты прямоугольного профиля. Ребрами припаиваются к перегородкам, разграничивающим отделенные каналы. Теплообмен осуществляется между потоком и насадками с последующей передачей теплоты через ребристые пластины из одного канала в другой. Насадка может быть выполнена в виде гофрированных листов, отдельных стержней и др. Такие теплообменники изготавливают из алюминия (S = 1000-2000 м2/м3).

Сетчатые теплообменники - состоят из отдельных пластин, штампованных из сетки и разделенных между собой прокладками, образующими каналы для прямого и обратного потоков. Прокладки пропитываются специальным клеем. Собранный из элементов и сжатый пакет после термообработки образует монолитную структуру. По концам теплообменника каналы прямого и обратного потоков собираются в коллекторы. Обычно применяется медная сетка (S = 3000 м2/м3; d= 0,2-0,5 мм; размер ячейки 5-10 мм).

Особенности расчета рекуперативных теплообменников низкотемпературных установок. Расчет, как и обычно, сводится к определению поверхности теплообмена (F) и потери давления Р для каждого из теплоносителей.

Особенность – при низких температурах существенно изменяются физические свойства теплоносителей.

Рис.5.15. Схема двухпоточного теплообменника Расчет двухпоточного теплообменника (рис.5.15).

1. При постоянных (мало меняющихся) k = const; ср = const – выполняется расчет в случае, если изменения температур относительно невелики (меньше, чем на 10%). При температурном напоре tcp = f (схемы движения и значений температур на входе и на выходе):

где t в, t н – соответственно разность температур на теплом и холодном конце теплообменника.

Если схема движения более сложная, чем чисто противоток или прямоток, то t ср = Tпротив T.

2. При k = const; ср = var (при t > 150К) где п – число участков теплообмена с тепловой нагрузкой Qi = Q/n; ti – разность температур на каждом участке.

Для определения tcp строят графическую зависимость Q = f (Т, Р) при соGобр из [1]; в, **, [7].

Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей. Метод.

указания по самостоятельной работе студентов / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1993. – 31 с.

** Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий. Метод. указания к курсовому проектированию / В.М. Картавская. – Иркутск:

ИПИ, 1990. –27 с.

На график наносят изобары потока низкого давления Р1 и высокого давления Р2: P1 – практически прямая линия, а Р2 – искривлена, так как сильно изменяется теплоемкость ср.

После построения изобар полную нагрузку Q разбивают на число участков п и определяют среднюю разность температур tt для каждого участка. Суммируют значения (1/ti) и определяют среднюю tcp. Если массовые количества потоков не равны (Gобр Gпр), то Р2 – остается такой же, а ординату Р1 умножают 3. При k = var; ср = var – теплообмен в области, близкой к критической, расчет теплообменника проводят по отдельным участкам, распределив, как и во втором случае, полную тепловую нагрузку на п – участков с равными Qi.

Определяют площади поверхностей каждого из участков Fi = ; затем суммарную F = Fi.

Пользуются также графической зависимостью Q = f (Т, Р).

Коэффициент теплоотдачи рассчитывают по формуле Значение и значение коэффициента теплопередачи определяют в соответсвии с рекомендациями в ** и [1,7].

Значения, µ, ср при температурах теплоносителей по п-участкам определяют из термодинамических таблиц рабочих тел. Определяют din, diотб, ki, затем – Fi, и F.

Расчет многопоточных теплообменников (рис. 5.16).

1. Первый способ, когда один прямой поток G1 участвует в теплообмене между двумя обратными потоками (G3, G2). Если теплового потока между G3 и G2 нет, то, полагая G 1 = G1 + G1, часть потока G1 ( G1 ) участвует в теплообмене с G3, a другая ( G1 ) – с потоком G2. Из уравнения теплового баланса значения потоков G1 и G1 составят [7]:

Далее, находят tcp для каждой пары обменивающихся теплотой потоков и определяют F1 и F2, затем – суммарную F.

Рис.5.16. Схема многопоточного теплообменника 2. В многопоточном теплообменнике «труба в трубе» (трехпоточном) – сложный обмен теплотой между потоками: 1-ый поток движется внутри внутренней трубы, 2-ой поток – по зазору между трубами, 3-ий поток – омывает наружную поверхность внешней трубы.

Далее, также интервал изменения Q = h = h1 – h2 разбивается на n участков с hi = 2,5-6,5 кДж/кг (воздух). Начинают расчет с холодного конца аппарата. Определяют k2-1, k3-1, коэффициенты теплопередачи находят h2 и h3 в соответствии с t2-1 и t3-1 [7]:

Этот способ определения поверхности нагрева довольно трудоемкий.

Чаще пользуются числом единиц переноса теплоты – безразмерными характеристиками (NTU = ЧЕП). При этом где Wмин – наименьший из водяных эквивалентов тепловых потоков.

В общем случае водяной эквивалент потока где (t1 – t2) – наибольшее изменение температуры потока; tcp – средний температурный напор. Значение NTU есть функция температурного коэффициента (m) – NTU = (m). Эту зависимость представляют в виде графиков или формул [7]:

m = ; здесь Q – действительное количество переданной теплоты; Q макс – максимально полезная теплота.

Для противоточных теплообменников, распространенных в низкотемпературных установках >92-96%) и вычислив NTU, можно определить F.

Однако необходимо при этом знать k, который определяется как обычно:

где 1, 2 – КПД оребрения поверхности (если гладкая труба, то 1=2= 1).

Значения коэффициентов теплопередачи:

Расчет различных типов низкотемпературных теплообменников подробно описан в [1,7]. В примере 5.4.1 из [1] приведен расчет рекуперативного теплообменника.

Пример 5.4.1. Расчет рекуперативного теплообменника [1]. Выполнить расчет двухпоточного витого теплообменника, в котором воздух (прямой повх ток) с давлением Рпр = 20МПа поступает в трубы с начальной температурой Т пр = 300К. Расход прямого потока Gпр = 0,34кг/с. В межтрубном пространстве теплообменника в качестве хладоагента проходит воздух низкого давления (обвх ратный поток) с давлением Робр = 0,11МПа. Обратный поток имеет температуру на входе в теплообменник Т обр = 82К и нагревается до температуры Т пр = 295К. Расход обратного потока Gобр = 0,32кг/с. Расчетная схема теплообменника представлена на рис.5.17.

1. Используя уравнение теплового баланса, определяем энтальпию прямого потока на выходе из аппарата где qо.с = 8кДж/кг – теплопритоки через изоляцию, отнесенные к прямому потоку.

Энтальпия прямого потока на входе в теплообменник и энтальпию обратного потока на входе и выходе из теплообменника определяем, используя справочные таблицы, [1,7] или Т-S диаграмму воздуха*: hпр = 265,5 кДж/кг; hобр = 80кДж/кг; hобр = 295кДж/кг.

При этом полагаем, что потери давления по прямому и обратному потокам невелики и изменением энтальпии прямого и обратного потоков за счет падения давления в теплообменнике можно пренебречь.

По значениям энтальпии и давлений прямого и обратного потока на вывых ходе из теплообменника определяем температуру Tпр = 174К.

Тепловая нагрузка теплообменника Q = 0,34(265,5–71)+8·0,34 = 0,32(295–80) = 68,8 кВт = 6,88·104 Вт.

Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий. Метод. указания к курсовому проектированию / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1990. – 27 с.

2. Теплофизические свойства прямого и обратного потоков определяем из соответствующих рис., таблиц, [1,7] по средним значениям температуры и давления. Для прямого потока Удельный объем vпр = 0,00322 м3/кг, плотность пр = 313 кг/м3, динамическая вязкость пр = 2,42·10-5 Н·с/м2, теплопроводность пр = 4,1·10-2 Вт/(м·К), теплоемкость Для обратного потока Тср = (295+82)/2 = 188,5К. Удельный объем vобр = 0,54 м3/кг, плотность обр = 1,85 кг/м3, динамическая вязкость обр = 126·10- Н·с/м2, теплопроводность обр = 1,73·10-2 Вт/(м·К).

3. Определяем режимы течения для прямого и обратного потоков. Объемный расход прямого потока Vпр = Gпрvпр = 0,34·0,0032 = 1,09·10-3 м3/с. Выбираем медные трубки диаметром dнар = 8 мм с толщиной стенки 1 мм. Задаемся скоростью воздуха в трубах wпр = 1,25 м/с. Число труб Принимаем число труб n=30.

Число Рейнольдса для прямого потока В связи с тем, что, как правило, коэффициент теплоотдачи в межтрубном пространстве (при одинаковых скоростях прямого и обратного потоков) меньше, чем внутри труб, среднюю скорость в межтрубном пространстве принимаем большей, чем в трубах. В данном случае wобр = 8 м/с. Выбираем плотную навивку труб межтрубном пространстве теплообменника с шагом s1 = 9,2 мм, s2 = 8 мм. Относительный шаг намотки 1 = s1/dнар = 9,2/8 = l,15; 2 = s2/dвн = 8/8 =1;

толщина прокладки п = 1,2 мм.

Число Рейнольдса для обратного потока 4. Определяем коэффициенты теплоотдачи для прямого и обратного потоков. Прямой поток (турбулентный режим, без учета кривизны канала):

Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий. Метод. указания к курсовому проектированию / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1990. – 27 с.

Обратный поток: Nu обр 5. Определяем коэффициент теплопередачи, отнесенный к внешней поверхности труб, пренебрегая термическим сопротивлением стенки труб; так как dнар/dвн < 2, 6. Для определения среднего температурного напора используем метод графического интегрирования. График изменения энтальпий прямого и обратного потоков, строим по соотношению При построении Q,Т-диаграммы за нулевую отметку принимаются энтальпии прямого и обратного потоков на холодном конце теплообменника. Далее, используя таблицы, [1,7], строим изобару прямого потока (при этом, задаваясь приращением температуры, находим приращение энтальпии).

Для обратного потока табличное приращение энтальпии, соответствующее задаваемому приращению температуры, умножается на, коэффициент 0,913.

Отрезок ординаты, соответствующий переданному прямым потоком (воспринятому обратным потоком) количеству теплоты в интервалах температур Tпр Tпр и Tобр Tобр, разбиваем на 10 равных участков. Для каждого участвх вых вх вых ка находим среднюю разность температур T i, К (рис. 5.18): T1 =7, T2 =12, T3 = 22, T4 =27, T5 =34, T6 =43, T7 =50, T8 =60, T9 =68, T10 =84.

Средняя разность температур между потоками Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий. Метод. указания к курсовому проектированию / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1990. –27 с.

Рис. 5.18. К определению среднего температурного напора 7. Определяем площадь поверхности теплообмена со стороны обратного потока 8. Основные геометрические характеристики теплообменника определяются следующим образом:

Средняя длина труб теплообменника Среднее сечение свободного объема межтрубного пространства Sc.o=Vo6p/Wo6p=Go6pvобр/wo6p=0,32-0,54/8=2,16·10-2 м2.

Удельная площадь свободного сечения Принимаем диаметр сердечника теплообменника Dс = 80 мм [обычно Dc=(10-20)dнар]. Определяем площадь поперечного сечения теплообменника Fт.о=Sс.о/fуд+0,785D2с=2,16·10-2/0,317+0,785·0,082=0,0632 м2.

Расчетный наружный диаметр навивки:

Расчетное число слоев навивки zр = (Dнар – Dс)/2s1 = (0,284-0,08)/(2·9,2·10-3) = 11,1.

Принимаем z =11.

Истинный наружный диаметр Определяем число заходов по слоям где Dсл1 – диаметр первого слоя; dнар – наружный диаметр трубы;

Распределяем число заходов по слоям намотки nзах1 = 1; nзах2 = nзах3 = nзах4 = nзах5 =3; nзах6 = nзах7 = nзах8 =3; nзах9 = nзах10 = nзах11 = 4.

Определяем высоту теплообменника Число рядов труб в слое Принимаем m = 91.

9. Определяем средний диаметр навивки Тогда согласно уравнению [1] = R / = 1 + 0,075 Re0,25 (dвн/Dср)0,5 = l +0,075(9,7·104)0,25(0,006/0,181)0,5=1,2.

Режим течения внутри труб турбулентный, следовательно, Потери давления в межтрубном пространстве где /2 = 0,53m/Re0,122;

узком сечении;

Приведенный расчет является предварительным, он необходим при конструктивной проработке теплообменника. После окончательного выбора всех конструктивных размеров теплообменника необходимо выполнить поверочный расчет. В поверочном расчете необходимо учесть изменение теплоотдачи за счет кривизны труб, проверить теплопритоки через изоляцию. В гидравлическом расчете необходимо учесть потери давления на входе и выходе из теплообменника, на ускорение потока и т. д.

При расчете теплообменника были выбраны гладкие трубы, при этом коэффициент теплоотдачи в межтрубном пространстве оказался гораздо меньше, чем в трубах. В таких случаях целесообразно применение труб, оребренных со стороны меньшего коэффициента теплоотдачи.

Регенераторы. Как правило, насадка регенераторов выполняется из гофрированной ленты, сетки, гранул камня [1,7]. Компактность регенераторов составляет от 2 до 40 тыс. м2/м3. Кроме теплообмена, в них происходит очистка прямого потока от примесей. Недостаток – система клапанов, перетекание потоков при переключении. Регенераторы газовых холодильных машин располагаются внутри вредного пространства компрессора между поршнями (насадка из тонкой проволоки, дисков, штампованных их мелкой сетки).

Выбор компрессоров и детандеров производится соответственно, исходя из производительности по воздуху, параметрам воздуха и холодопроизводительности,**, [6,7]. Там же приводится их расчет.

Пример 5.4.2. Расчет регенератора [1]. Выполнить тепловой и гидравлический расчеты кислородного регенератора воздухоразделительной установки (ВРУ).

Исходные данные:

Расход прямого потока (воздуха) Gnp = 2,78 кг/с; давление прямого потока на входе в регенератор Рпр = 0,58МПа; температура прямого потока на входе в Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей. Метод.

указания по самостоятельной работе студентов / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1993. – 31 с.

** Картавская В.М. Установки для трансформации тепла и процессов охлаждения.

Метод. указания к курсовому проектированию / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1985. – 32 с.

регенератор Т пр = 303 К; температура прямого потока на выходе из регенератовых ра Т пр =107 К.

Расход обратного потока (кислорода) Gобр = 2,86 кг/с. Давление обратного потока на входе в регенератор Робр = 0,118 МПа.

Температура обратного потока на входе в регенератор Т обр = 93,5 К, темпевых ратура обратного потока на выходе из регенератора Т обр = 299 К.

Тепловая нагрузка регенератора Q = 536 кВт. Расчетная схема аппарата приведена на рис. 5.19.

В качестве насадки регенератора выбираем диски из алюминиевой ленты толщиной = 0,46 мм. Насадку разбиваем по высоте на три пояса: верхний пояс составляет 0,25H, средний 0,325H и нижний 0,425Н, где Н – высота регенератора. Шаг гофра t и высота гофра h распределены по поясам следующим образом. В верхнем поясе h = 1,96 мм, t = 4,71 мм; в среднем поясе h = 1, мм, t = 3,92 мм; в нижнем поясе h = l,05, t = 3,14 мм. Угол наклона гофра во всех поясах один и тот же и равен 45°.

Решение:

1. Определяем удельную площадь поверхности насадки в каждом поясе по формуле [1] где угол определяется из соотношения tg = 2(h–)/t.

Соответственно 2. Определяем удельный свободный объем для каждого пояса из уравнения н = {ht – 2[(h – )/ sin]}/ht = 1– (sт/2) [1]:

Средний удельный свободный объем всего регенератора =0,25·0,770+0,325·0,717+0,425·0,608=0,683 м3/м3.

3. Для определения диаметра регенератора задаемся средней скоростью фильтрации прямого потока wпр =0,40 м/с. Диаметр регенератора определяем по формуле [1] где плотность воздуха пр = 8,63 кг/м3 при средней температуре прямого потока Т пр = (Т пр + Т пр ) / 2 = (303 + 107) / 2 = 205 К. Принимаем диаметр регенератора Dрег = 1,2 м.

4. Расчет средних коэффициентов теплоотдачи ведем в следующей последовательности:

а). Полагая линейным распределение температуры прямого и обратного потоков по длине регенератора, находим среднюю температуру воздуха в каждом поясе и затем по этой температуре определяем теплофизические свойства прямого потока в каждом поясе [1,7], :

б). Определяем среднюю скорость прямого потока в каждом поясе по формуле [1] Получаем Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий. Метод. указания к курсовому проектированию / В.М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1990. –27 с.

в). Находим эквивалентный диаметр dэкв каждого пояса по формуле [1] dэкв = 4н/sт:

г). Определяем числа Рейнольдса для каждого пояса [1]:

д). Число Нуссельта для каждого пояса вычисляем по формуле [1] где о = 0,4 мм – толщина ленты, принятой за эталон; tо = 3,14 мм – шаг рифления, принятый за эталон;

е). Рассчитываем коэффициент теплоотдачи для каждого пояса, используя выражение [1] Получаем:

Средний коэффициент теплоотдачи для прямого потока Vпп = 0,25V 1 + 0,325V 2 + 0,425V 3 = (0,25 1,16 + 0,325 1,2 + 0,425 1,1) ж). Расчет коэффициентов теплоотдачи по поясам для обратного потока выполняем так же, как для прямого потока: находим среднюю скорость обратного потока где обр = 1,96 кг/м3 при средней температуре обратного потока Т обр = (Т обр + Т обр ) / 2 = 196,25 К и т. д.

В результате параметры потока по поясам имеют следующие значения:

Средний коэффициент теплоотдачи обратного потока Vооб = 0,25V 1 + 0,325V 2 + 0,425V 3 = (0,25 1,18 + 0,325 1,18 + 0,425 0,925) 105 = 1,075 105 Вт/(м 3 К) 5. Средний объемный коэффициент теплопередачи 6. Задаемся высотой регенератора Н = 4 м.

7. Определяем массу насадки регенератора где ал = 2,7·103 кг/м3 — плотность алюминия.

8. Определяем продолжительность полуцикла где сн = 815 Дж/(кг·К) – теплоемкость алюминия. Принимаем Т н =35 К – среднее колебание температуры насадки.

9. Определяем приведенное время где Vрег = 0,78D2регН – объем регенератора, м3.

10. Определяем безразмерную температурную недорекуперацию:

11. Определяем отношение водяных эквивалентов прямого и обратного потоков где сробр = 0,15 кДж/(кг·К); српр = 1,033кДж/(кг·К) – средние теплоемкости прямого и обратного потоков соответственно.

12. Используя графическую зависимость (рис.3.15 из [1]), связывающую безразмерные длину, время П и недорекуперацию для значения п = 0,925, определяем приведенную длину = 195.

13. Определяем высоту регенератора где Fpeг = 0,785D2peг – площадь поперечного сечения регенератора. Принимаем высоту регенератора Н = 4 м.

Размеры регенератора можно определить также, задавшись временем полуцикла. Пусть = 215 с. Приведенное время для прямого и обратного потоков где = V /Sт.ср – средний коэффициент теплоотдачи по высоте регенератора;

F1 = 0,785D2регSт.ср – площадь поверхности насадки на единицу длины;

Sт.ср= 0,25Sт1 + 0,325Sт2 + 0,425Sт3 – средняя удельная площадь поверхности;

М1н = 0,785D2регал(1 – н.ср) – масса насадки, приходящаяся на единицу длины.

Sт.cp=0,25·1005+0,325·1230+0,425·1760=1380 м2/м3;

Подставляя полученные значения в формулу для приведенного времени, получаем:

прямой поток обратный поток Побр = (78·1560) ·215/(103·815) = 32,1.

определяем приведенную длину для прямого и обратного потоков: пр=190;

обр=185 (для расчета можно воспользоваться также графической зависимостью – рис.3.15 из [1]).

Высота регенератора для прямого потока Для обратного потока – 14. Определяем гидравлическое сопротивление насадки регенератора. Сопротивление трения по поясам насадки:

Коэффициенты трения для каждого типа насадок определяются с использованием графических зависимостей (рис. 3.17 из [1]) и имеют следующие значения:

Прямой поток:

Обратный поток Сопротивление трения:

для прямого потока для обратного потока Расчет ректификационной колонны [1,7]. Составляют уравнение материального баланса при установившемся режиме работы:

где М – количество смеси, подаваемой на разделение; А, К – получаемые продукты разделения – азот и кислород.

При концентрации получаемых продуктов уа и ук материальный баланс по нижекипящему компоненту где хт – концентрация смеси; уа, ук – концентрации получаемых продуктов.

Чем меньше ук по нижекипящему компоненту (чище продукт К), тем меньшее его количество можно получить из смеси М.

Рис.5.20. Расчетная схема колонны однократной ректификации В колонне (рис.5.20) проводят сечение а-а и рассматривают уравнение материального баланса для нижней части колонны:

где х,, у – концентрации жидкости q и пара G в сечении а-а.

Концентрация пара в сечении колонны:

Уравнение (5.6) – прямая линия в координатах у-х. Учитывая, что флегмовое отношение f = q/G, тогда Количество флегмы (жидкости) q зависит от количества поданной в колонну смеси:

где а – доля испарившейся жидкости при дросселировании смеси М.

Количество пара Коэффициент извлечения () кислорода, характеризующий разделительную способность колонны, Определение числа тарелок. Пар с концентрацией уа равновесен жидкости, стекающей с тарелки х1. Концентрация равновесной жидкости определяется по кривой равновесия yp = f(x) – см.рис.5.21.

Рис.5.21. К расчету колонны однократной ректификации Жидкость с концентрацией х1 течет вниз ко второй тарелке. Концентрация пара у1 в сечении между 1-ой и 2-ой тарелками можно определить по уравнению (5.6).

Точка (В), характеризующая своими координатами пар и жидкость в межтарельчатом сечении, лежит на линии рабочих концентраций, причем ее абсцисса равняется х1.

Отрезок аВ = уа – y1 = y – изменение концентрации пара при прохождении им верхней тарелки.

Треугольник АаВ – характеризует изменение концентраций жидкости и пара на одной (верхней) тарелке колонны. Аналогичные построения выполняют между равновесной кривой и линией рабочих концентраций и определяют число теоретических тарелок (пm).

Последовательно определяя рабочие концентрации х и у, по числу построенных треугольников рис.5.21, определяют число теоретических тарелок.

где m = 0,25-0,3– средний КПД тарелок.

Тангенс угла наклона рабочей линии к оси абсцисс в соответствии с уравнениями (5.7) и (5.8) Энтальпия смеси, входящей в колонну определяется из теплового баланса где qо.с – количество теплоты, поступающего из окружающей среды.

В примере 5.4.3 из [7] приведен расчет колонны однократной ректификации.

Пример 5.4.3. Расчет колонны однократной ректификации. Рассчитать колонну однократной ректификации для разделения воздуха. Продукты разделения: кислород (99%) и азот (97%). Воздух подается в колонну в состоянии сухого насыщенного пара. Установка работает с азотным холодильным циклом.

Колонна соответствует изображенной на рис. 5.22. Давление в колонне Р1 = 0,128 МПа. Неравновесность в сечении ввода воздуха принять 0,03. Определить: 1) количества получаемых азота и кислорода из 1 моля воздуха; 2) давление в трубках конденсатора при температурном напоре tk = 2,2 К; 3) количество азотной флегмы; 4) тепловую нагрузку конденсатора; 5) число тарелок; 6) минимальное количество флегмы при бесконечно высокой колонне. Принять, что воздух состоит из 79% N2 и 21% О2.

Рис. 5.22. Схема колонны однократной ректификации с полным извлечением кислорода Решение:

1). Количество кислорода, получаемого из моля воздуха (M = 1), количество азота, получаемого из 1 моля воздуха, 2). Температура кипения кислорода при давлении Р1 по номограмме h-Т-р-у-х из [7] для смеси N2-О2 равна: Tk = 92,8 К.

Температура конденсации азота Tа = 92,8+2,2 = 95 К.

Давление конденсации азота, соответствующее температуре 95 К и концентрации 97% N2, по номограмме Р2 = 0,51 МПа.

3). Количество азотной флегмы. Для нормальной работы колонны в конденсатор при давлении Р2 подается азот А1 из холодильного цикла. Концентрация азота А1 такая же, как и азота, получаемого из колонны. Азот конденсируется в трубах, выделяя теплоту Qк, и в качестве флегмы через дроссельный вентиль подается в верхнее сечение колонны. Флегма стекает вниз, испаряется и затем, пройдя снизу вверх через всю колонну, уходит с азотом.

Рассмотрим концентрационную секцию, расположенную выше сечения a-a. Количество стекающей флегмы q = (1 – )A1, количество поднимающихся по колонне паров выше места ввода воздуха М где – доля испарившейся жидкости при дросселировании с 0,51 до 0,128 Па.

Количество испарившейся жидкости при дросселировании (db) может быть определено по диаграмме Т-S для азота (рис. 5.23): = 0,173; 1 – = 0,827.

Количество флегмы q = 0,827A1 и количество пара G = 0,8125+0,827A1.

4). Расчет выполним в диаграмме у-х (рис. 5.24).

Уравнение рабочей линии верхней секции колонны находим из уравнения материального баланса контура a-a (рис. 5.22) При х = ya = 0,97 величина y = 0,97, следовательно, рабочая линия пересекает диагональ у = х в точке А. Тангенс угла наклона рабочей линии к оси абсA Рис. 5.23. Процесс дросселирования Рис. 5.24. Определение числа теорежидкого азота в Т-S диаграмме тических тарелок в диаграмме у-х Уравнение рабочей линии для отгонной секции (ниже места ввода воздуха М) найдется из уравнения материального баланса части колонны ниже сечения b-b:

Количество флегмы в сечениях колонны одно и то же, так как воздух вводится в состоянии насыщенного пара (по условию), а изменением теплоты парообразования при изменении концентрации смеси пренебрегаем. Рабочие линии пересекаются в точке с ординатой уm = 0,79; абсцисса точки пересечения зависит от значений tg. При равновесии пара и жидкости в сечении ввода воздуха М концентрация равновесной жидкости по диаграмме у-х соответствует хтр = 0,49. По условию «неравновесность» в сечении ввода равняется 0,03, и, следовательно, концентрация жидюсти хm = 0,49 + 0,03 = 0,52. Тогда Отсюда можно определить количество азотной флегмы:

то есть для осуществления процесса ректификации необходимо подавать в колонну на каждый моль разделяемого воздуха 0,655 моля азота из холодильного цикла. При этом Уравнение рабочей линии верхней секции колонны в окончательном виде Уравнение рабочей линии отгонной секции колонны 5). Число теоретических тарелок определится построением треугольников между равновесной и рабочими линиями на рис. 5.24. По расчету в верхней секции колонны n'т около 6,5 теоретических тарелок, а в нижней секции n"т = 7,5 тарелок. При КПД тарелок для верхней секции nт = 0,5 и для нижней секция nт =0,3 действительное число тарелок равно:

6) Тепловая нагрузка конденсатора. Уравнение теплового баланса части колонны, работающей под давлением Р1, имеет вид:

где h"a, h"k и h"m – энтальпии насыщенных паров азота, кислорода и воздуха при P1 =0,128 МПа; h'a – энтальпия жидкого азота при давлении 0,51 МПа, выходящего из конденсатора к дроссельному вентилю, и, следовательно, энтальпия смеси после дросселирования; qо.с – приток теплоты к колонне из окружающей среды.

Энтальпии определяются по номограмме h-Т-р-у-х из [7]:

При qо.с = 59 Дж/моль тепловая нагрузка конденсатора Qк = (0,8125+0,6550)8300 + 0,1875·15 200 – 1·59 – 1·9650 – 0,655·3750 = Энтальпию азота, поступающего в конденсатор, можно определить из теплового баланса части конденсатора, находящейся под давлением 0,51 МПа:

где ha – энтальпия азота A1, поступающего в конденсатор. Энтальпия ha равна:

7). Минимальное количество азота, подаваемого в колонну из циркуляционного холодильного цикла при бесконечно высокой колонне.

Крайнее положение точки пересечения рабочих линий при nт соответствует С' (рис. 5.24). В этом случае тангенс угла наклона рабочей линии для верхней части колонны Количество флегмы, соответствующее углу наклона мин рабочей линии В рассмотренном примере А1 = 1,11А1мин = 1,11·0,589 = 0,655.

Контрольные вопросы 1. Идеальные процессы ожижения и замораживания газов в Т-S диаграмме.

2. Дроссель-эффект Джоуля-Томсона.

3. Схемы и квазициклы ожижения воздуха среднего давления.

4. Схемы и квазициклы ожижения воздуха низкого давления.

5. Схемы и квазициклы ожижения воздуха высокого давления.

6. Причины использования в квазициклах ожижения детандера.

7. Нарисуйте фазовую диаграмму кипения и конденсации смеси кислородазот.

8. Какие факторы способствуют повышению получаемой доли ожиженного воздуха, КПД и снижению затрат электроэнергии в квазициклах ожижения?

9. Особенности расчета рекуперативных теплообменников воздухоразделительных установок.

10. Графическое определение температурного напора.

11. Определение поверхностей теплообмена методом ЧЕП.

12. Конструкции регенеративных теплообменников воздухоразделительных установок.

13. Конструкции рекуперативных теплообменников воздухоразделительных установок.

14. Низкотемпературная ректификация.

15. Принцип действия ректификационной колонны.

16. Одно- и двухкратная ректификация.

1. Григорьев В.А., Крохин Ю.И. Тепло- и массообменные аппараты криогенной техники: Учеб. пособие для вузов. – М.: Энергоиздат, 1982. – 312 с.

2. Микулин Е.И. Криогенная техника. – М.: Машиностроение, 1969. – 272 с.

3. Мартынов А.В. Установки для трансформации тепла и охлаждения:

Сборник задач. – М.: Энргоатомиздат, 1989. – 200 с.

4. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник / Под общ.

ред. В.А.Григорьева и В.М. Зорина. – М.: Энергатомиздат, 1983. – 552 с.

5. Системы производства и распределения энергоносителей промышленных предприятий / Под ред. А.П. Несечука. – М.: Высш. школа, 1989. – 279 с.

6. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения. – М.: Энергоиздат, 1981. – 320 с.

7. Техника низких температур / Под ред. Е.И. Микулина, И.В. Марфениной, А.М. Архарова. – М.: Энергия, 1975. – 512 с.

Таблица А. Исходные данные и справочные материалы к расчетному заданию «Расчет одноступенчатой парокомпрессионной холодильной установки»

Холодопроизводительность, Температура теплоносителя в испарителе, С*:

Температура теплоносителя в конденсаторе, С*:

Конечные разности температур Коэффициент теплопередачи, Примечание: * холодпроизводительность установки, температуры теплоносителей и коэффициенты теплопередачи задаются преподавателем.

Варианты выполнения расчетно-графических работ на тему:

«Расчет одноступенчатой парокомпрессионной холодильной установки»

Вариант 1 (холодильный агент фреон-11, теплоносители в испарителе и конденсаторе – воздух).

Задание 1. Выбрать схему парокомпрессионной одноступенчатой холодильной установки.

2. Построить цикл одноступенчатой парокомпрессионной холодильной установки в lgР-h диаграмме и определить:

параметры холодильного агента в характерных точках процесса;

удельные тепловые нагрузки;

удельную внутреннюю работу компрессора;

тепловой (энергетический) баланс;

расход холодильного агента;

объёмную производительность компрессора;

тепловые нагрузки испарителя, конденсатора и регенеративного теплообменника;

электрическую мощность компрессора;

коэффициенты:

холодильный, трансформации тепла, работоспособности тепла и холода, эксергетический КПД установки при работе в режиме холодильной установки и теплового насоса.

3. Определить ориентировочные поверхности теплообмена испарителя и конденсатора, выбрать стандартные испаритель и конденсатор, поршневой одноступенчатый компрессор.

Исходные данные Холодопроизводительность установки Qо=30кВт.

Холодильный агент – фреон 11 (хладон R-11).

Число ступеней – 1.

Температура охлаждаемого воздуха на входе в испаритель tН1=25оС, на выходе из испарителя tН2=10оС.

Температура охлаждающего воздуха на входе в конденсатор tВ1=25оС и на выходе из него tВ2=30оС.

Температура окружающей среды Тос=20С=293К.

Конечные разности температур: в испарителе tИ=6оС, в конденсаторе tК=10оС.

Внутренний адиабатный и электромеханический КПД компрессора равны соответственно i=0,8, ЭМ=0,9.

Коэффициент теплопередачи в испарителе kи=35Вт/(м2·К), в конденсаторе kк=30Вт/(м2·К).

1. Выбор схемы Так как холодильным агентом является фреон – хладон R-11, число ступеней -1, то по [1] выбираем схему одноступенчатой парокомпрессионной установки, которая состоит из компрессора, конденсатора, испарителя и регенеративного теплообменника, и представлена на рис.1.

Рис.1. Схема одноступенчатой парокомпрессорной холодильной установки 2. Построение цикла одноступенчатой парокомпрессионной холодильной установки в lg Р-h диаграмме Построение цикла холодильной установки (см. рис.2) проводится в следующей последовательности: на диаграмму lg Р-h наносят изотермы tо, tвс, tк, tпо, определяющие расчетный режим работы установки (см. рис.3), по температуре tо и tк находят соответствующие им изобары ро и рк; положение характерных точек процессов 1, 1, 2, 2, 3, 3, 4 определяется процессами, из которых состоит цикл установки:

4-1 - испарение хладоагента в испарителе И при ро и tо;

1-1 – перегрев паров на всасе компрессора КМ при ро;

1-2, 1-2 - соответственно теоретический (адиабатный, S=const) и действительный процессы сжатия паров хладоагента в компрессоре до давления рк;

2-3 - отвод теплоты от хладоагента в конденсаторе К при рк;

3-3 – переохлаждение жидкого хладоагента в регенеративном теплообменнике РТ до температура tпо при рк;

3-4 – дросселирование (h=const) жидкого хладоагента до давления ро и температуры tо в регулирующем вентиле.

Рис.2. Цикл одноступенчатой парокомпрессионной холодильной установки в lg Р-h диаграмме Определяем параметры хладоагента по lg Р-h диаграмме хладона R (см. рис.3) в характерных точках процессов и заносим их в табл. 1.

Основные параметры холодильного агента в характерных точках процессов Расчетные:

температура испарения t0= tН2 - tИ, t0=10 – 6=4оС, t0=t1I=4оС;

температура на всасе tВС= t1I+tВС, tВС=(1530)оС для фреонов, принимаем tВС=21оС, тогда tВС=4+21=25оС;

температура конденсации tК= tВ2+ tК, tК=30+10=40оС, tК=t3I=40оC;

из теплового баланса h=h1 – h1I=h3I – h3, h=972 – 961=11кДж/кг, h3I=803кДж/кг, тогда энтальпия в точке 3 составит h3=h3I - h=803-11= =792кДж/кг, из построения процесса 3-3 на lg Р-h диаграмме определяем температуру в точке 3 t3=tпо=23оС;

в точке 2 энтальпия составит: h2I= h1+(h2 - h1)/i, h2I=972+(996 – 972)/0,8 = =1002кДж/кг, тогда по lg Р-h диаграмме определяем температуру в точке 2:

t2I=72оС.

Рис.3. Построение цикла парокомпрессионной холодильной установки в lg p-h диаграмме хладона R 2.1. Удельные тепловые нагрузки испарителя, конденсатора, регенеративного теплообменника, внутренняя работа компрессора:

удельная тепловая нагрузка испарителя qo= h1I – h4=961 – 792=169кДж/кг;

удельная тепловая нагрузка конденсатора qК= h2I - h3I=1002 – 803 =199кДж/кг;

удельная тепловая нагрузка регенеративного теплообменника qРТ=h=h1 – h1I=h3I – h3=11кДж/кг;

удельная внутренняя работа компрессора lВ= h2I - h1=1002 – 972=30кДж/кг.

2.2. Тепловой (энергетический) баланс 169 + 30=199, 199=199.

2.3. Расход холодильного агента G=Q0/q0=30/169=0,178кг/с.

2.4. Объёмная производительность компрессора V=Gv1=0,178·0,35=0,0623м3/с.

2.5. Полные тепловые нагрузки:

испарителя Q0=30кВт – холодопроизводительность установки;

конденсатора QК=qКG=199·0,178=35,422кВт;

регенеративного теплообменника QРТ=qРТG=11·0,178=1,958кВт.

2.6. Электрическая мощность компрессора NЭ=lВG/ЭМ=30·0,178/0,9=5,933кВт.

2.7. Холодильный коэффициент = q0 ЭМ/ lВ=169·0,9/30=5,07.

2.8. Коэффициент работоспособности холода при средней температуре охлаждаемого воздуха в испарителе Тн ср=(ТН1 + ТН2)/2=(298 + 283)/2=290,5К составит (д)н=1 – (Тос/ Тн ср )= 1 – (293/290,5)=0,0086.

2.9. Коэффициент трансформации тепла µ= qКЭМ/ lВ=199·0,9/30=5,97.

2.10. Коэффициент работоспособности тепла при средней температуре охлаждающего воздуха Тв ср=(298 + 303)/2=300,5К составит (д)в=1 – Тос/ Тв ср = 1 – 293/300,5=0,0250.

2.11. Эксергетический КПД установки при работе в режиме:

холодильной установки e х= q0(д)нЭМ 100%/ lВ=169·0,0086·0,9/30=4,36%;

теплового насоса:

e тну= qК(д)вЭМ 100%/ lВ=199·0,0250·0,9·100/30=14,93%.

3. Определение ориентировочной поверхности теплообмена испарителя и конденсатора, выбор стандартных испарителя и конденсатора, поршневого одноступенчатого компрессора Определяем:

Средний температурный напор:

в испарителе tб= tН1 – t0=25–4=21оС- большая разность температур, tм= tН2 – t0=10–4=6оС- меньшая разность температур, tб/tм=21/6=3,5То.с) и комбинированные (Тн < То.с и Тв > То.с) установки.

Рефрижераторы делятся на две подгруппы (сиcтемы):

при Тн120 К (-153 оС) – холодильные при Тн То.с, dк = (е2' – е3') – (q)вqк.

Потери эксергии в испарителе:

при средней температуре (Тн) нижнего источника теплоты:

Потери эксергии в переохладителе Потери эксергии в регулирующем вентиле Эксергетический КПД холодильной установки где qo, lв – соответственно удельные холодопроизводительность трансформатора теплоты и работа компрессора, кДж/кг.

Эксергетический баланс ТНУ где ек = (q)в(qк+qпо) – удельное количество эксергии, отводимое из конденсатора и переохладителя, кДж/кг; (q)в=1-(То.с./Тв) и (q)н=1-(То.с./Тн) – коэффициенты работоспособности теплоты соответственно теплонасосной и холодильной установок.

Эксергетический КПД ТНУ где qк, qпо – соответственно удельные тепловые нагрузки конденсатора и переохладителя, кДж/кг.

Для двухступенчатых трансформаторов теплоты эксергетический баланс составляют для обеих ступеней и определяют средние эксергетические КПД установок.

Схемы, тепловой баланс и описание процессов в парокомпрессионных и абсорбционных трансформаторах теплоты приведены в *,†.

Эксергетический КПД (е) выражает эффективность трансформатора теплоты (установки) по эксплуатационным значениям отводимой и подводимой энергии (эксергии).

При холодопроизводительности Qо от 116 Вт до 4,65·106 Вт применяют поршневые компрессоры; от 4,5·105 Вт и выше – поршневые и центробежные. При малой холодопроизводительности Qо 1700 Вт – наряду с поршневыми применяют ротационные и винтовые компрессоры.

Одноступенчатые компрессоры используют при степени повышения давления Pk / Po 7-12 и температуре нагнетания tк, не превышающей 160°С.

При Pk / Po =7-100 предпочтительно применение двухступенчатого компрессора. Двухступенчатые компрессорные холодильные установки находят применение при работе на аммиаке и фреоне-12 в диапазоне температуры испарения ступени низкого давления - 30°С > tо > - 60°С.

Исходные данные для выбора компрессора: холодопроизводительность Qо;

температурный режим работы (tо, tк); вид хладоагента.

В технической характеристике компрессоров [4, 5, 7, 15, 16] указывается стандартная холодопроизводительность Qост при tо= - 15°С; tк = 30°С;

tп=25°С. Пересчитав холодопроизводительность расчетной холодильной установки Qо в стандартную Qост, выбирают компрессор.

где q v = q o / V1 и q v ст = qOCT / V1CT – объемные расчетная и стандартная холодопроизводительности компрессора, кДж/м3;

ст, – коэффициенты подачи стандартный и расчетный, определяются по технической характеристике компрессора и по [4].

Затем по эффективной мощности на валу компрессора (Ne) подбирают электродвигатель для привода компрессора.

G = Q o / q о – расход хладоагента в установке, кг/с; i = 65 – 0,84 – индикаторный КПД компрессора, большие значения КПД относятся к компрессорам большей производительности; эм = 0,82 – 0,97 – электромеханический КПД, Картавская В.М. Установки для трансформации тепла и процессов охлаждения. Метод. указания к курсовому проектированию/ В. М. Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1985. – 32 с.

Картавская В.М. Системы производства и распределения энергоносителей промпредприятий. Метод. указания по самостоятельной работе студентов/ В, М, Картавская. – Иркутск: ИПИ, 1993. – 31 с.

учитывающий потери на трение; Nт – теоретическая мощность компрессора, кВт.

Компрессор можно также выбрать по описываемому объему V, который определяется по формуле В двухступенчатых холодильных установках хладоагент последовательно сжимается в ступени низкого давления, (с.н.д.) от давления испарения (кипения) Ро до промежуточного Рпр, затем после охлаждения в промежуточном сосуде снимается в ступени высокого давления (с.в.д.) от промежуточного давления Рпр до давления конденсации Рк.

Конструктивное выполнение компрессора может быть различным:

компрессор с общим блок-картером, в котором объединены ступени низкого и высокого давления;

компрессор с общей рамой, к которой крепятся цилиндры различного диаметра (для с.н.д. и с.в.д.);

система из двух компрессоров одноступенчатого сжатия, в которой компрессор большего размера является с.н.д., а компрессор меньшего размера с.в.д. Для с.н.д. можно использовать поршневые компрессоры с увеличенными диаметрами цилиндров, не рассчитанные на высокие степени сжатия.

Компрессоры с.н.д. и с.в.д. выбирают по холодопроизводительности ступеней сжатия QоВД и QоНД либо по описываемым объемам VНД и VВД.

Электродвигатели для привода компрессоров с.н.д. и с.в.д. выбирают по эффективным мощностям NеНД и NеВД.

Компрессоры парокомпрессионных ТНУ выбирают по теплопроизводительности Q [16] либо по технической характеристике компрессоров для холодильных установок [4, 7, 15, 16], проверив расчетом (поверочным) обеспечение компрессором необходимой для ТНУ теплопроизводительности.

2. Абсорбционные трансформаторы теплоты Исходные данные для проектирования абсорбционного трансформатора теплоты:

тип абсорбционного трансформатора теплоты (холодильная установка, ТНУ);

холодопроизводительность Qо, кВт;

теплопроизводительность Q, кВт (ТНУ);

холодильный агент и абсорбент;

температура испарения холодильного агента tо, °С;

температура теплоносителя tW1 до и tW2 после конденсатора (ТНУ);

температура (tв) или Давление (Рв) внешнего источника теплоты;

место установки абсорбционного трансформатора тепла (город);

режим работы установки.

При выполнений расчетно-графической работы:

определяют расчетные параметры холодильного агента и раствора, строят процесс работы в h- диаграмме [8, 13];

определяют параметры холодильного агента и раствора по h- диаграмме;

составляют тепловой и эксергетический баланс установки;

выбирают испаритель, конденсатор, переохладитель;

проводят тепловой и конструкторский расчет абсорбера или генератора, поверочный расчет одного из теплообменных аппаратов.

Определение расчетных параметров холодильного агента и рабочего раствора и построение процесса абсорбционного трансформатора теплоты в h- диаграмме Принимают разности температур между греющей и нагреваемой средой:

в испарителе tu = 3° С;

в конденсаторе tк = 5° С;

в абсорбере tа = 6° С;

в генераторе tr = 8° С;

в переохладителе холодильного агента tпо = 8° С;

в дефлегматоре tд = 10° С;

в теплообменнике рабочего раствора tто = 10° С.

В зависимости от места установки абсорбционного трансформатора теплоты и принятой системы водоснабжения, определяют температуры tW1 и tW2.

Температура конденсации холодильного агента tк определяется по формуле По термодинамическим таблицам хладоагента [1] при tо и tк определяют давления Ро и Рк и наносят их значения на h- диаграмму (рис. 4) в области перегретого пара и жидкости.

Две верхние пограничные кривые (I) показывают состояние сухого насыщенного пара над кипящим жидким раствором при двух давлениях: Рк – в генераторе и конденсаторе и Ро – в испарителе и абсорбере.

Две нижние пограничные кривые (II) на диаграмме показывают состояние кипящей жидкости при тех же давлениях Рк и Ро.

Между верхними (I) и нижними (II) пограничными кривыми находится область влажного пара при давлениях соответственно Рк и Ро.

На рис. 4 показан процесс работы абсорбционного водо-аммиачного трансформатора теплоты.

Процессы, происходящие в абсорбционном трансформаторе теплоты, в h- диаграмме:

1-2 – охлаждение паров холодильного агента в дефлегматоре ДФ;

2-3 – отвод теплоты в конденсаторе К;

3-4 – переохлаждение жидкого холодильного агента в переохладителе ПО;

4-5, 10-15 – дросселирование в РВ1 и РВ2;

5-6 – отвод теплоты в испарителе И;

6-7 – нагрев паров холодильного агента в ПО;

8-9 – изменение состояния жидкого рабочего раствора при кипении в генераторе Г;

14-8 – подогрев крепкого раствора до кипения при постоянной концентрации в ректификационной колонке РК генератора Г;

9-10 – охлаждение слабого рабочего раствора в теплообменнике ТО;

12-14 – нагрев крепкого рабочего раствора в теплообменнике ТО;

15-11-7 – смешение паров холодильного агента со слабым рабочим раствором в абсорбере А.

Рис. 4. Процесс работы абсорбционного трансформатора теплоты в h- диаграмме Температура крепкого раствора на выходе из абсорбера (рис. 5) Температура слабого раствора на выходе из генератора Температура пара после дефлегматора Рис. 5. Схема абсорбционного трансформатора теплоты Строим изотерму 1-8 равновесного состояния кипящей жидкости и сухого насыщенного пара при давлении Рк (рис. 4). Для этого на h- диаграмме находим положение точки 14 (кипящий крепкий раствор) и точки 8 (кипящая жидкость).

Температура слабого раствора после теплообменника Энтальпия крепкого раствора после теплообменника ветственно концентрации холодильного агента, слабого и крепкого рабочего раствора.

Если h14 h8, то ранее принятая t10 и соответствующая ей h10 принимается для дальнейших расчетов.

Если h14 > h8, то изменение энтальпии слабого раствора в теплообменнике является завышенным, принимают h14 равной h8, и определяют h10 по формуf Температура рабочего пара перед абсорбером где t3 – температура жидкого холодильного агента после конденсатора при концентрации и давлении Рк.

Энтальпия жидкого холодильного агента после переохладителя где h6 – энтальпия паров холодильного агента перед переохладителем при Ро и. Состояние смеси слабого рабочего раствора и паров рабочего агента характеризуется линией 15-11-7.

Определяют параметры холодильного агента и рабочего раствора по hдиаграмме и сводят в табл. 4.

Параметры холодильного агента и рабочего раствора Номера Темпера- Давление Энтальпия Концен- Примечание Тепловой баланс абсорбционных трансформаторов теплоты Тепловой баланс абсорбционного трансформатора теплоты записывается в следующем виде [13]:

где qo = h6 – h4 – удельная тепловая нагрузка (холодопроизводительность) испарителя, кДж/кг; qr = (h1 – h9) + f(h9 – h11) + (h1 – h8) – удельная теплота генерации, кДж/кг; = 1 / 1 k – удельный отвод флегмы в дефлегматоре, то есть отношение массового расхода флегмы к массовому расходу пара из дефлегматора; qа = (h7 – h10) + f(h10 – h12) – удельная теплота абсорбции, кДж/кг; qк = h2 – h3 – удельная тепловая нагрузка конденсатора, кДж/кг; qд = (h1 – h2) + (h1 – h8) – удельная теплота дефлегмации, кДж/кг.

Удельная тепловая нагрузка теплообменника рабочего раствора, кДж/кг Удельная тепловая нагрузка переохладителя холодильного агента, кДж/кг Массовый расход холодильного агента, кг/с Основные расчетные формулы для абсорбционной ТНУ те же, что и для расчета абсорбционной холодильной установки, за исключением следующей зависимости:

массовый расход холодильного агента, кг/с где q = qk + qa + qд – суммарный удельный отвод теплоты из конденсатора, абсорбера и дефлегматора, кДж/кг.

Эксергетический баланс абсорбционного трансформатора теплоты Эксергетический баланс абсорбционного трансформатора теплоты записывается по формуле [13] где eвх = qо(q)н + qГ(q)в – удельное количество эксергии теплоты, подведенной к установке, кДж/кг; eвых = (qо + qГ)(q)с – удельное количество эксергии теплоты, выводимой из установки, кДж/кг; ( q ) c = 1 o.c – коэффициент раT ботоспособности теплоты рабочего раствора абсорбера при температуре (t11 + 273), К (рис. 4).

Коэффициент полезного действия абсорбционной холодильной установки где е, Э – удельные расходы эксергии теплоты и энергии в форме теплоты на выработку холода в идеальной абсорбционной установке; е, Э – удельх x ные расходы эксергии теплоты и энергии в форме теплоты на выработку холода; = 1 / Э = q o / q г – холодильный коэффициент абсорбционной холох дильной установки.

Коэффициент полезного действия абсорбционной ТНУ где еа, Эа – удельные расходы эксергии теплоты и энергии в форме тепла высокого потенциала в идеальной абсорбционной ТНУ; е, Э – удельные растн тн ходы эксергии теплоты и энергии в форме тепла высокого потенциала в реальной установке; µ а=q/qГ – коэффициент трансформации тепла.

Теплообменные аппараты парокомпрессионных и абсорбционных Конденсаторы. Тип конденсатора выбирают в зависимости от назначения установки, условий водоснабжения и качества воды, климатических данных [4, 7, 11, 15, 16].

При системе оборотного водоснабжения для крупных и средних установок, работающих на различных хладоагентах, применяют конденсаторы с водяным охлаждением – горизонтальные кожухотрубные (КТГ).

При наличии прямоточной системы водоснабжения для крупных холодильных установок, работающих на аммиаке – вертикальные кожухотрубные (КВ).

Для районов с низкой относительной влажностью воздуха применяются испарительные конденсаторы (ИК).

Для фреоновых холодильных установок применяют горизонтальные кожухотрубные конденсаторы с оребрением (КТРиМКТНР).

Для районов с ограниченными запасами воды и максимальной расчетной температурой воздуха не выше 30°С используют конденсаторы воздушного охлаждения (АВМ и АВГ).

Испарители. Выбор рассольных (с промежуточным охлаждением) испарителей определяется системой охлаждения [4, 7, 11, 15, 16]: при закрытой системе охлаждения принимают кожухотрубные (ИТГ, ИТР, ИКТ); при открытой системе охлахдения – панельные (ИП). Испарители непосредственного охлаждения: воздухоохладители (ВО, ВОП) и батареи непосредственного (ИРСН).

Переохладители. Для уменьшения потерь теплоты при дросселировании жидкого хладоагента понижают его температуру перед регулирующим вентилем в водяных противоточных переохладителях (ПП).

Переохладители следует включать в схему холодильной установки, когда температура воды, поступающей на восполнение потерь в оборотной системе водоснабжения, ниже температуры воды, поступающей в конденсатор.

Выбор переохладителей осуществляется по [4, 7, 11, 15, 16].

Теплообменные аппараты для ТНУ комплектуются из теплообменных аппаратов холодильных установок, либо выбираются по [16].

Выбор теплообменных аппаратов. Выбор теплообменных аппаратов осуществляется по площади теплопередающей поверхности (F), м где Q – тепловая нагрузка, кВт; k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К);

t cр – средний температурный напор, К.

Для парокомпрессионной холодильной установки тепловая нагрузка конденсатора определяется по следующей формуле где Ni – индикаторная мощность компрессоров, зависящая от числа ступеней установки, кВт.

Тепловые нагрузки испарителя, переохладителя, теплообменника рабочего раствора, генератора, абсорбера, дефлегматора определяются по общей формуле где G – массовый расход холодильного агента, кг/с; q – удельная тепловая нагрузка теплообменного аппарата, кДж/кг.

Средний температурный напор определяется по формуле где t, tм – разность температур соответственно в начале и конце теплопеt редающей поверхности, °С. Если 2, то для конденсатора и переохладиt м теля tср определяется как среднеарифметическая разность, то есть где t – температура конденсации tк или переохлаждения tп (t7 – для переохладителя абсорбционной установки).

Для испарителей tср принимается равной 5-6° С (аммиак), 6-8° С – для фреонов, 8-10° С – с кипением холодильного агента внутри труб [1, 4].

Коэффициент теплопередачи k для переохладителей принимают равным 465-700 Вт/м2·К. Значения коэффициентов теплопередачи k для конденсаторов и испарителей приведены в табл. 5.

Значения удельных тепловых потоков qF принимают по табл. 6. Для испарителей, работающих на фреоне-12, удельный тепловой поток qF на 10% меньше указанных в табл. 6 значений qF.

Воздушного охлаждения:

циркуляцией с принудительной циркуляцией Поверочный расчет оборудования заключается в определении действительного коэффициента теплопередачи и уточнении значения теплопередающей поверхности, ведется по методике [3, 5, 9].

Тепловой и конструкторский расчеты абсорбера и генератора – по [5].

Для фреонов:

кожухотрубные с медными трубами Сжижение газов занимает существенное место в современной низкотемпературной технике. Ожижение газов – неотъемлемая часть большинства процессов низкотемпературного промышленного разделения различных газовых смесей: воздуха для получения кислорода, азота и инертных газов;

природного газа для получения гелия; коксового газа для получения водорода и др.

Ожиженные газы используются как горючее, сырье и как окислители в реактивных двигателях (жидкие кислород, водород, фтор и др.). Большое количество газов ожижается для транспортировки. Широкое применение в качестве хладоагентов в промышленности и для научно-исследовательских работ находят ожиженные и замороженные газы О2, N2, CО2, CH4, H2, He, Ne.

Процессы, непосредственно связанные с ожижением, весьма энергоемки.

Электрическая мощность установки на 1 т/ч производительности жидкого кислорода – 1200-1500 кВт; жидкого водорода – 60-80 тыс. кВт. Коэффициент полезного действия таких процессов не превышает 15-20%, а в ряде случаев – 10%.

Процессы ожижения имеют много общего с процессами трансформации тепла. Так же как и в трансформаторах тепла, работающих при температурах Т ниже температура окружающей среды То.с., тепло, отведенное от какоголибо вещества при Т< То.с., передается в окружающую среду. Отличие в том, что в трансформаторах тепла энергия отбирается у внешнего объекта, а в установках ожижения – у самого рабочего тела, выходящего из установки с пониженными энтропией и энтальпией.

Технические процессы ожижения газов проводятся методами, включающими сжатие, расширение, теплообмен и различные изменения агрегатного состояния. В качестве хладоагента может использоваться часть самого ожиженного газа или другие хладоагенты.

Холодильные процессы, в которых сам ожижаемый газ используется в качестве рабочего тела, аналогичны паровым циклам с дросселированием и газовым циклам с детандером. Основное их отличие связано с тем, что как циркулирующая, так и ожижаемая части газа учавствуют в процессе совместно и проходят часть машин и аппаратов, не отделяясь одна от другой. В двух точках процесса (рис. 6-9, точки 1 и 5) постоянно вводятся и выводятся некоторые количества рабочего тела (вводится газ и выводится жидкость).

Поэтому процессы ожижения газов не являются циклами в строгом смысле этого слова, их называют квазициклами.

Исходные данные для расчета квазициклов ожижения воздуха:

начальное Р1 и конечное Р2 давления воздуха, МПа;

температура воздуха Т1 К; недорекуперация Т2-7, К;

доля дросселируемого воздуха D;

потери холода в окружающую среду qиз, кДж/кг;

коэффициенты полезного действия:

компрессора из ;

детандера iд ;

электромеханический КПД компрессора и детандера эм,д ;

массовая производительность компрессора М, кг/с.

Расчет и построение квазициклов ожижения воздуха в T-S диаграмме В приложении Б представлены основные критериальные зависимости используемые для расчета теплоотдачи в различных теплообменниках низкотемпературных установок.

На рис. 6, 7, 8, 9 показаны схемы и Т-S диаграммы квазициклов ожижения воздуха Линде, Гейландта, Клода, Капицы.

Общим для всех циклов является дросселирование сжатого воздуха, поступающего в установку; в квазициклах Гейландта, Клода, Капицы – часть воздуха с применением внутреннего охлаждения посредством детандера.

Рассмотрим процессы квазициклов воздуха на примере квазицикла Линде (см. рис. 6).

Воздух при температуре Т1= То.с. и давлении Р1= Ро.с. (см. рис. 6, точка 1) сжимается в компрессоре 1 и охлаждается охладителе 2 до первоначальной температуры (точка 2) – процесс 1-2.

В первый момент пуска сжатый газ дросселируется в вентиле 4 до Р1, причем его температура снижается до T4I. Весь охлажденный воздух направляется в теплообменник 3, в котором нагревается и охлаждается следующая порция воздуха до температуры T3I, близкой к T4I. В результате дросселирования этой порции газа (процесс 3-4) будет достигаться более низкая температура T4II. Газ с этой температурой также используется для охлаждения сжатого воздуха перед дросселированием до T3II ; тогда после дросселирования достигается еще более низкая температура T4III и т.д.

Через некоторое время газ охлаждается на столько (точка 3), что после дросселирования перейдет во влажный пар (точка 4). В отделителе жидкости 5 насыщенный пар отделяется от ожиженного газа, который в состоянии точки 5 удаляется как продукт. Пар (точка 6) направляется в теплообменник 3, где охлаждает сжатый газ; нагреваясь до Т7. В идеальном случае выходящий из теплообменника газ нагревается до температуры поступающего воздуха Т7=Т2.

Доля ожиженного воздуха у определяется из выражения [13]:

где hT = h1 h2 – изотермический дроссель-эффект, кДж/кг;

hH = h1 h7 ~ h2 h7 – потери холода от недорекуперации, кДж/кг;

hОЖ = h1 h5 – теплота ожижения, кДж/кг.

Удельный расход электроэнергии (работы) на 1 кг/с производительности по ожиженному газу, кДж/кг:

Рис. 6. Схема (а) и Т-S диаграмма квазицикла Линде (б): 1 – компрессор;

2 – охладитель; 3 – теплообменник; 4 – дроссель; 5 – охладитель жидкости Рис. 7. Схема (а) и Т-S диаграмма квазицикла Гейландта (б): 1-5 – то же, что на рис. 6; 6 – теплообменник; 7 – детандер Рис. 8. Схема (а) и Т-S диаграмма квазицикла Клода (б): 1-7 – то же, что на рис. 6, 7; 8 – теплообменник Рис. 9. Схема (а) и Т-S диаграмма квазицикла Капицы (б): 1 – турбокомпрессор; 7 – турбодетандер; 2-6 – то же, что на рис. 6, 7, где R=0,287 – газовая постоянная воздуха, кДж/(кг·К).

Квазициклы Линде и Гейландта отличаются высоким давлением (10- МПа), квазицикл Капицы – низким давлением (0,5-0,7 МПа); квазицикл Клода характеризуется средним давлением (2-6 МПа).

При расчете доли ожиженного воздуха и удельного расхода электроэнергии в квазициклах Гейландта, Клода и Капицы следует учитывать работу расширения воздуха l Д в детандере. Тогда формулы (3 и 4) будут иметь вид:

(1 D )h Д ЭМ / y – работа детандера, кДж/кг.

Процессы расширения воздуха в детандере (см. рис. 7, 8, 9): 2, 8 – 10, (квазицикл Гейланда); 8 – 11, 12 (квазицикл Клода); 8, 9 – 11 (квазицикл Капицы). Соответственно работа детандера l Д определяется разностью энтальпий начального и конечного состояния воздуха h Д.

Конечное состояние воздуха после детандера ( h10,11 ; h11,12 ; h11 ) квазициклов определяется с учетом iД по формулам:

Построение квазициклов на Т-S диаграмме (см. рис. Б1 приложения Б) осуществляется по параметрам воздуха, полученным в результате расчета квазициклов и тепловых балансов теплообменников (см. рис. 6, 7, 8, 9).

Уравнения тепловых балансов теплообменников:

квазицикл Линде (h3 ) квазицикл Гейландта (h9 и h3) квазицикл Клода (h10, h9, h3) квазицикл Капицы (h10, h3) Мощность привода компрессора N ИЗ, кВт, определяется по формуле:

где P1 – начальное давление воздуха, Па; V = MRT1 / P1 – объемная производительность компрессора, м3/с; = P2 / P1 – степень сжатия.

Эффективная мощность компрессора Ne, кВт:

где lИИ – эффективный изотермический КПД компрессора.

Мощность электродвигателя выбирается с запасом 10% от перегрузки, то есть N ЭД = 1,1Ne.

Эксергетический КПД квазициклов:

где e5 = h5 hOC TOC ( S 5 S OC ) – эксергия жидкого воздуха, кДж/кг; hOC, h5 – энтальпии окружающей среды и жидкого воздуха, кДж/кг; S OC, S 5 – энтропии окружающей среды и жидкого воздуха, кДж/(кг·К).

Конечная цель теплового расчета – определение поверхности теплообмена, обеспечивающей необходимую теплопроизводительность при заданных температурах и расходах рабочих сред. Основы расчета теплообменных аппаратов низкотемпературных установок даны в [2, 10].

Рассмотрим некоторые особенности расчета. При низких температурах существенно изменяются физические свойства воздуха (табл. Б1-Б2, рис. Б2Б3 приложения Б). Когда изменение температуры потоков, участвующих в теплообмене, относительно невелико (менее 10%), средний температурный напор TСР является лишь функцией схемы движения потоков и значений их температуры на входе в аппарат и выходе из него ( Ср=const, К=const):

где Tв, Tн – разность температур на теплом и холодном конце теплообменника.

Формулы (5,6) применимы при движении теплоносителя прямоток и противоток. В случае более сложного движения теплоносителей вводится поправка Т [2, 6, 10].

При изменении температуры одного или каждого из теплоносителей более 150 К (Срconst, К=const) TСР определяется по формуле:

где n – число участков (зон) с тепловой нагрузкой Q i = Q / n ; Ti – средняя разность температур на каждом участке теплообмена, определяется графически по зависимости Q = f (T ). Зависимость Q = f (T ) строится по значениям энтальпий воздуха прямого и обратного потоков, между которыми осуществляется теплообмен в квазициклах (см. рис. 6, 7, 8, 9) соответственно при давлениях Р2 и Р1.

При теплообмене в области, близкой к критической (Ткр=132,6 К;

Ркр=37,7·105 МПа) и изменении агрегатного состояния среды (Срconst, Кconst) расчет поверхности теплообмена F производится суммированием поверхностей Fi по отдельным участкам теплообмена где Fi = Q i / K i Ti – поверхность теплообмена отдельных участков теплообмена. Значит Ti также определяют графически по зависимости Q = f (T ).

Коэффициенты теплопередачи Кi рассчитываются по критериальным зависимостям [2, 10].

Выбор направления рабочей среды в трубном или межтрубном пространстве проводится с учетом протекающих процессов, параметров потоков, гидродинамики, конструктивных особенностей и назначения теплообменников (прямотрубные, витые, пластинчато-ребристые, слоистые, типа «труба в трубе», из спаянных труб и др.). При равенстве давлений сред в межтрубное пространство поток подают с более высокой температурой. Поток высокого давления по условиям прочности направляют внутрь труб. Процессы теплообмена, сопровождающиеся массообменом (осушка, очистка воздуха вымораживанием паров и углекислоты) осуществляются, как правило, на наружной поверхности труб.

При выборе направления движения рабочих сред следует предпочтение отдавать противотоку и перекрестному току, так как при этом средний температурный напор и удельная тепловая нагрузка выше, чем при прямотоке.

При выполнении теплового и гидравлического расчета предварительно задаются значениями скоростей. Для капельных жидкостей скорость в трубах принимается равной 1-3 м/с; скорость газа в межтрубном пространстве при давлении 0,1-0,15 МПа – в пределах 5-10 м/с:

В общем случае скорости движения рабочих сред составляют:

Затем рассчитывают живое сечение трубного пространства f 1, м2, и число труб одного хода n при выбранном значении скорости потока 1 и диаметра трубы dвн:

где G1, V1, 1 – массовый (кг/с) и объемный (м3/с) расходы теплоносителя;

плотность теплоносителя (кг/м3).

Выбирая способ размещения труб, уточняют число труб n и значения скорости 1.

Живое сечение межтрубного пространства f 2, м2:

Внутренний диаметр кожуха Dвн, м:

Длина трубы l, м, после выполнения теплового расчета и определения поверхности теплообмена F находятся по формуле:

где dср – средний диаметр труб, м.

Если рассчитанная длина труб будет много больше диаметра трубyой решетки, то используют двух- или многоходовую компоновку теплообменного аппарата.

Требуемое значение живого сечения f 2, соответствующее задаваемой скорости 2, обеспечивают посредством установки по высоте аппарата поперечных перегородок, задаваясь шагом труб S:

где m – число труб, расположенных по диаметру трубной решетки.

Для предварительной осушки воздуха (до 70-80% общего количества влаги) используют так же трубчатые теплообменники, имеющие развитую внешнюю поверхность теплообмена за счет оребреня. По трубам движется хладоагент (аммиак, кислород, азот и др.), осушка воздуха происходит в процессе контакта со стенкой, имеющей температуру ниже точки росы.

При небольших тепловых нагрузках применяют теплообменники типа «труба в трубе».

Описанные прямотрубные теплообменники обладают невысокой компактностью ( S T ~ 150-250 м2 /м3) и используются, главным образом, как ожижители и вымораживатели паров воды и двуокиси углерода, детандерные теплообменники, подогреватели азота и воздуха для отогрева газоразделительных установок низкого давления, конденсаторы – испарители блоков разделения воздуха. Битые, пластинчато-ребристые, слоистые, из спаянных труб теплообменники применяют в установках разделения воздуха и криогенной технике ( S T ~ 300-8000 м2 /м3).

Регенеративные теплообменники отличаются высокой компактностью ( S T ~ 103-105 м2 /м3) и применяются в воздухоразделительных установках для охлаждения прямого потока воздуха, очистки от паров воды и двуокиси углерода, В качестве насадки, как правило, используются диски из алюминиевой гофрированной ленты и насыпная, насадка из базальта или кварцита с размерами гранул 4-14 мм.

Примеры теплового расчета рекуперативных и регенеративных теплообменников, их конструктивная характеристика приведены в [2, 10] В приложении Б на рис. Б1 представлена диаграмма Т-S для воздуха.

1. Богданов С.Н. Иванов О.П. Куприянов А.В. Холодильная техника.

Свойства веществ: справочник. – Л.: Машиностроение, 1982. – 168 с.

2. Григорьев В.А., Крохин Ю.И. Тепло- и массообменные аппараты криогенной техники: Учеб. пособие для вузов. – М.: Энергоиздат, 1982. – 312 с.

3. Данилов Г.Н., Богданов С.Н., Иванов О.Н., Медникова Н.Н. Теплообменные аппараты холодильных установок:

- М.: Энергоиздат, 1981. – 336 с.

4. Кондрашова Н.Г., Лашутина Н.Г. Холодильно-компрессорные машины и установки. – М.: Высш. школа, 1984. – 335 с.

5. Кошкин Н.Н. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин. – Л.: Машиностроение, 1976. – 464 с.

6. Краснощеков Е.А., Сукомел А.С. Задачник по теплопередаче. – М.:

Энергия, 1969. – 264 с.

7. Лебедев П.Д., Щукин А.А. Теплоиспользующие установки промышленных предприятий: Учеб. пособие для энергетических вузов и факультетов. – М.: Энергия, 1970. – 408 с.

8. Мартынов А.В. Установки для трансформации тепла и охлаждения:

Сборник задач. – М.: Энергия, 1989. – 200 с.

9. Проектирование, монтаж и эксплуатация тепломассообменных установок: Учеб. пособие для вузов / под ред. А.М. Бакластова – М.: Энергоиздат, 1981. – 336 с.

10. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: справочник / под ред. В. А. Григорьева, В. М. Зорина. – М.: Энергоатомиздат, 1983. – 552 с.

11. Свердлов Е.Я., Явнель Б.К. Курсовое и дипломное проектирование холодильных установок и систем кондиционирования воздуха. – М.: Пищевая промышленность, 1978. – 264 с.

12. СНиП 2.04.05-91* Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха / Госстрой России. – М.: ГУП ЦПП, 1998. – 72 с.

13. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения: Учеб. пособие для вузов. – М.: Энергоиздат, 1981. – 320 с.

14. СТО ИрГТУ.005-2007. Менеджмент качества подготовки специалистов. Оформление курсовых и дипломных проектов. – Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2007. – 40 с.

15. Теплотехнический справочник / под ред. В.Н. Юренева и П.Д. Лебедева. – Т1. – М.: Энергия, 1975. – 895 с.

16. Холодильные машины: справочник / под ред. А.В. Быкова. – М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982. – 224 с.

Термодинамические диаграммы холодильных агентов R11, CCl3F, Trichlorofluoromethane [4] T critical = 198.01 °C, p critical = 44.02600 Bar, v critical = 0.00182 m3/kg R12, CCl2F2, Dichlorodifluoromethane T critical = 112.00 °C, p critical = 41.57600 Bar, v critical = 0.00179 m3/kg R13, CClF3, Chlorotrifluoromethane T critical = 28.80 °C, p critical = 38.65000 Bar, v critical = 0.00173 m3/kg T critical = -45.70 °C, p critical = 37.41000 Bar, v critical = 0.00160 m3/kg R21, CHCl2F, Dichlorofluoromethane T critical = 178.50 °C, p critical = 51.68000 Bar, v critical = 0.00192 m3/kg R22, CHClF2, Chlorodifluoromethane T critical = 96.00 °C, p critical = 49.77400 Bar, v critical = 0.00191 m3/kg T critical = 132.35 °C, p critical = 113.53000 Bar, v critical = 0.00427 m3/kg T critical = 374.14 °C, p critical = 220.89000 Bar, v critical = 0.00315 m3/kg R113, CCl2FCClF2, Trichlorotrifluoroethane T critical = 214.10 °C, p critical = 34.37000 Bar, v critical = 0.00174 m3/kg R114, CClF2CClF2, Dichlorotetrafluoroethane T critical = 145.70 °C, p critical = 32.59000 Bar, v critical = 0.00172 m3/kg R123, CHCl2CF3, Dichlorotrifluoroethane T critical = 183.68 °C, p critical = 36.68000 Bar, v critical = 0.00182 m3/kg T critical = 96.67 °C, p critical = 42.35930 Bar, v critical = 0.00507 m3/kg R401A, R22/152a/124 (53/13/34), R401A T critical = 108.01 °C, p critical = 46.03800 Bar, v critical = 0.00196 m3/kg R406A, R22/142b/600a (55/41/4), R406A T critical = 114.49 °C, p critical = 45.81000 Bar, v critical = 0.00219 m3/kg T critical = -82.59 °C, p critical = 45.98800 Bar, v critical = 0.00623 m3/kg T critical = 105.50 °C, p critical = 44.23000 Bar, v critical = 0.00202 m3/kg T critical = 82.20 °C, p critical = 40.81800 Bar, v critical = 0.00178 m3/kg T critical = 150.80 °C, p critical = 37.18096 Bar, v critical = 0.00490 m3/kg R600a, CH(CH3)3, 2-methyl propane (isobutane) T critical = 135.92 °C, p critical = 36.84547 Bar, v critical = 0.00514 m3/kg T critical = -146.95 °C, p critical = 34.00000 Bar, v critical = 0.00318 m3/kg T critical = -140.65 °C, p critical = 37.74360 Bar, v critical = 0.00291 m3/kg T critical = -118.57 °C, p critical = 50.42900 Bar, v critical = 0.00229 m3/kg T critical = -122.45 °C, p critical = 48.64920 Bar, v critical = 0.00195 m3/kg T critical = 31.06 °C, p critical = 73.83400 Bar, v critical = 0.00216 m3/kg Интенсивность теплообмена между стенкой трубы и рабочей средой при течении в гладких прямых трубах (прямотрубные теплообменники) с неизменным по длине круглым сечением зависит от режима течения.

Для полностью стабилизированного ламинарного течения (Re2·103) при температуре стенки Т СТ =const критерий Нусселта Nu=3,66; при тепловом потоке q СТ = const Nu = 4,36.

В реальных теплообменниках гидродинамическая стабилизация потока в трубах наступает не сразу, а на некотором расстоянии от входа. При равномерном распределении скорости и температуры во входном сечении трубы расчетное соотношение для средней теплоотдачи на термическом начальном участке стабилизации при Т СТ =const имеет вид:

При qСТ = const где Pe = lc / – критерий Пекле; СТ, Ж – соответственно вязкость рабочей среды при температуре стенки и при средней температуре потока;

q СТ = const ; = – приведенная длина; = 1 для теплообменника типа «труба в трубе».

Если граничные условия строго не определены, то при равномерном профиле скорости и температуры на входе в трубу при l / d p 0,067 Re Pr 6 :

где Pr = cµ / – критерий Прандтля; PrЖ, PrСТ – соответственно критерии Прандтля хладагента при средней температуре потока и стенки.

Для труб большей длины значение Nu становятся практически постоянными и описываются приближенной зависимостью При турбулентном режиме течения в трубах (Re=104-106) происходит выравнивание температуры по сечению центральной части потока. Для определения значений Nu используется зависимость, полученная М. А. Михеевым При движении газов и капельных жидкостей в кольцевых каналах (при d нар / d вн = 1,2 1,4 ; l / d = 50 460 ; Pr=0,7-100):

где d вн, d нар – внутренний и наружный диаметр кольцевого канала. За определяющий размер в формулах (Б1) и (Б2) принимается эквивалентный диаметр.

При продольном омывании пучка труб в межтрубном пространстве (внешнее обтекание) расчет теплоотдачи выполняется по зависимости (Б1).

При этом эквивалентный диаметр d ЭКВ :

При поперечном обтекании пучка труб ( d ЭКВ = d нар ):

Nu = 0,154 Re 0, 6 Pr 0, 33 – коридорное расположение труб;

Nu = 0,195 Re 0, 6 Pr 0,33 – шахматное расположение труб.

При поперечном обтекании пучка труб с оребрением рекомендуют зависимости, приведенные в [2].

При расчете теплопередачи в витых теплообменниках (турбулентный режим) где RСР = (Dвн + DСЛ ) / 4 – средний радиус навивки ( Dвн, DСЛ – соответственно внутренний диаметр обечайки и средний – слоя намотки труб [2]).