Использование энергосберегающих технологий для кристаллизации сульфата натрия (стр. 5 из 12)

Принципиально важным здесь является ответ на вопрос: хватит ли потока вторичного пара Wпосле его сжатия до давления Р. чтобы обеспечить подогрев потока подаваемой жидкости Wдо температуры кипения при давлении р и полное испарение этого потока.

Ответ на этот вопрос найдём, записав (без учёта теплопотерь в окружающую среду) тепловой баланс для пространственного контура I (кстати, одинакового для всех вариантов ТН, в том числе и для частичного ТН), позволяющий определить необходимый поток греющего пара D:

откуда

Здесь с - теплоёмкость воды (она мало изменяется с температурой; поэтому принята одинаковой для поступающей воды и конденсата); iи h - энтальпии насыщенных паров - вторичного и греющего; r* = i - ctи r** = = h - сТ - теплоты парообразования (конденсации) вторичного (давление р) и греющего (давление Р) пара, соответственно.

После сжатия в компрессоре пар получается перегретым (рисунок 4.2, т.З на диаграмме Р,р- h,i);

Его температура Т _пбольше температуры Т сухого насыщенного пара (т.4).

Энтальпия перегретого пара h" = h + С _п(Т _п - Т), где С _п - теплоёмкость пара, равная 1.98 кДж/(кг К).

Из (1) следует, что при подаче в кипятильник исходной воды с температурой кипения (t₁= t ), тем более при t < t, поток сжатого пара W меньше необходимого потока греющего пара D , т.к. с ростом давления теплота парообразования (конденсации) понижается - см. рисунок 4.2:. Поэтому для полного испарения потока исходной воды W к сжатому вторичному пару требуется, как правило, добавить дополнительный поток D ₊свежего греющего пара. Его можно найти из теплового баланса узла смешения

Анализ формул (2) и (3) показывает, что величина D ₊> 0 при t ₁< t . При t ₁~ t величина D ₊=0 за счёт теплоты перегрева сжатого пара, хотя его поток W , безусловно, меньше необходимого потока Dгреющего пара.

Дополнительный поток D ₊ может быть уменьшен или совсем исключён путем усовершенствования ТН.

Оно заключается в дросселировании конденсата (он находится при давлении Р и температуре кипения Т) греющего пара до давления вторичного пара р; на рисунке 4.2 эта операция изображается вертикалью 5-6. Как видно из рисунка 4.2, в результате дросселирования получается влажный пар (с температурой t), смещённый к состоянию кипящей жидкости при давлении р. Сухой пар (его доля X во влажном паре, иначе - степень сухости последнего, невелика, но заметна) можно направить на сжатие в компрессор 2, добавив к основному потоку W . Это позволяет в значительной мере скомпенсировать дополнительный поток греющего пара D ₊. Такой тепловой насос назван нами [14]компенсирующим - КТН. Он отличается от обычного полного ТН наличием дроссельного вентиля 3 и сепаратора 4 {рисунок 4.1в).

Анализ модельной схемы КТН будем вести с обусловленными выше допущениями. Тепловой баланс для пространственного контура I идентичен рассмотренному для схемы на рисунке4. 1б и приводит к выражению (1). Тепловой баланс для пространственного контура II , охватывающего дроссельный вентиль (в нём не происходит изменения энтальпии) и сепаратор, имеет вид:

Отсюда находим степень сухости пара X и его поток DX, направляемый на сжатие

В случае самоиспарения перегретой воды величина X реально близка к 0,05; в случае органических жидкостей она может превышать 0,1 [14]

Из материального баланса узла III видно, что в компрессоре теперь сжимается поток пара W+DX. Из теплового баланса узла IV можно найти дополнительный поток пара, необходимый чтобы обеспечить подогрев потока подаваемой жидкости Wдо температуры кипения при давлении р и полное испарение этого потока:

Анализ формулы (8) приводит к выводу, что при питании кипятильника водой при температуре кипения получается D ₊< 0. Это означает, что в рассматриваемом случае не только не требуется дополнительного пара, но даже появляется возможность отводить некоторое количество пара (- D ₊ ≡ Е) стороннему потребителю, как показано штриховой линией на рисунке 4.1в. Либо можно подавать в кипятильник воду ниже температуры кипения в соответствии с формулой (7) при D ₊- 0.

Оптимальный (с точки зрения теплоиспользования) ТН (ОТН) отличается от КТН наличием сепаратора 5( рисунок 4.1г), в котором перегретый пар (после сжатия пара в турбокомпрессоре 2) барботирует через конденсат греющего пара, находящийся при давлении Р и температуре кипения Т, с испарением части конденсата. За счёт этого испарения получаемый поток Д" сухого насыщенного греющего пара становится больше необходимого для проведения данного процесса потока D греющего пара и появляется возможность отводить некоторое количество пара на сторону - поток Е, показанный на рисунке штриховой линией. Либо можно подавать в кипятильник воду, заметно недогретую до температуры кипения.

Поток избытка Е пара высоких параметров и другие материальные потоки этой схемы ТН можно найти на базе материальных (МБ) и тепловых (ТБ) балансов для различных узлов и аппаратов на рисунке 4.1г. Приведём основные вехи технологического расчёта, полагая как и ранее с, С _п = const .

ТБ для контура I , необходимый для определения расхода греющего пара D , совпадает с записанным выше; поэтому D рассчитывается по (1).

МБ для контура II позволяет определить поток насыщенного пара высокого давления D " из сепаратора 5:

В расчётные уравнения входит температура перегретого пара Т _п после компрессора. Определим её с учётом адиабатического КПД η _адпоследнего, используя диаграмму состояния рабочего тела h-s. Найдя по диаграмме (известны состояние пара перед сжатием и давления р,Р) удельную адиабатическую работу сжатия L _ад= h* - i, рассчитываем реальную работу сжатия: L =L_ад/η _ад=h’’ –i. Откладывая в диаграмме (на кривой Р) энтальпию h " фиксируем точку состояния рабочего тела после сжатия и его параметры, включая Т _п (подробнее см. [14]). Например для водяного пара при t=100 °C,p= 0.1 МПа, Р = 0,25МПа и η _ад = 0,7 имеем: Т _п= 230 °С. Перегрев при политропном сжатии Т _п- Т = 97 °С; это значит, что реальная теплота перегрева пара C_п (T _n-T) = 190 кДж/кг составляет заметную долю от теплоты парообразования греющего пара г** = 2370 кДж/кг. Эти цифры говорят о вполне значимой добавке пара при использовании и учёте теплоты его перегрева.

Перед сравнением различных вариантов ТН несколько соображений о подходе к оценке их эффективности.

Одним из типичных примеров использования принципа теплового насоса являются машины умеренного охлаждения. Для их оценки и сопоставления введено [15,16,17] понятие о холодильном коэффициенте ε _х, выражающим количество холода, производимого в испарителе, приходящееся на единицу затраченной адиабатической работы:

Таблица 4.1

Для тепловых насосов, предназначенных для повышения потенциала пара с целью последующей передачи теплоты q при температуре Т _вверхнего источника более целесообразен коэффициент эффективности тепловых насосов (ε), называемый также коэффициентом преобразования. [5]:

Коэффициент эффективности ТН ε, как и холодильный коэффициент ε, в определённом смысле характеризует термодинамическое совершенство реализуемого теплового насоса: чем выше ε, тем выгоднее данный вариант теплового насоса. Разумеется, сравнение вариантов ТН следует проводить при одинаковых уровнях и перепадах температур , поскольку ε, как и ε _х в значительной степени зависит не только от перепада температур, но и от их уровня.

На рисунке 4.4 приведено сравнение коэффициентов эффективности полного ТН (теоретического и реального) в области температур от 100

до 150 °С. В качестве нижнего температурного уровня t_н выбрана температура 100 °С, соответствующая водяному пару, получаемому из воды при атмосферном давлении. Теоретический (для идеального ТН) коэффициент эффективности ТН рассчитывали по формуле, аналогичной для ε _хв случае идеальной холодильной машины: