h′2 = 2603 = 632x + 2747 × (1 - x)
x = 0,07.
Предполагая, что весь пар, используемый как горячие утилиты, кон- денсируется при взаимодействии с процессом, вычислим расход пара не- обходимый для подвода энергии:
|
Расход пара для подвода энергии к процессу = |
|
|
= |
QH |
min |
= |
21,9 |
×103 |
=10,35 |
кг |
. |
|
hv - he |
2747 |
- 632 |
с |
|
|
|
|
|
И сейчас мы можем вычислить расход пара, проходящего через тур-
бину:
Расход пара в турбине= 110,35- 0,07 =11,13 кгс ,
и тогда работа, генерируемая на валу турбины, определится следующим образом:
W=11,13×(h1 - h¢2 ) =11,13×(2959 - 2603) ×10−3 = 3,96 МВт.
2.Выходящие из газовой турбины отработанные газы состоят в ос- новном из воздуха с небольшой примесью продуктов сгорания, поэтому потоковую теплоемкость мы с большой точностью можем оценить, считая, что поток состоит только из воздуха и предполагая, что теплоемкость воз-
духа равна Ср = 1,03 кДж/(кг×К), получим:.
СРотр.газов = 97×1,03 »100 кВтК .
Большая составная кривая с использованием теплоты отработанных газов показана на рисунке 5.38 б. Количество энергии, содержащееся в га- зах после турбины, будет равно:
Qотр.газов = (400 -10) ×0,1 = 39 МВт.
Выбор и размещение утилит |
211 |
|
|
При известном к.п.д. турбины, который составляет 30%, мы можем рассчитать мощность теплового потока, поступающего на вход турбины вместе со смесью горячего воздуха и горящих газов:
Qтопл = Qотр.газов = 55,71 МВт.
1- 0,3
Следовательно, работа, совершаемая турбиной, будет равна:
W= 55,71− 39 =16,71 МВт.
3.Определим экономическую эффективность предлагаемых схем. Экономический эффект при работе паровой турбины.
Стоимость топлива = (21,9 + 3,96) × 3,2 ×10−3 = 0,14$/ c. 0,6
Стоимость импортируемой электроэнергии =
= (7 -3,96) ×19,2×10−3 = 0,06 $ / c.
Общая стоимость энергии, потребляемая процессом:
Стоимость энергии = 0,14 + 0,06 = 0,2$/ c.
Экономический эффект при работе газовой турбины:
Стоимость топлива = 55,71× 4,5 ×10−3 = 0,25$/ c.
Выручка от продажи электроэнергии =
= (16,71 - 7) ×14,4 ×10−3 = 0,14$/c.
Стоимость потребляемой энергии = 0,25 − 0,14 = 0,11$/ c.
Следовательно, использование газовой турбины более выгодно с точки зрения стоимости потребляемой энергии, но стоимость самой газо- вой турбины, стоимость ее установки и обслуживания намного выше, чем для паровой турбины.
Пример Б. Интервальные температуры и каскад тепловых потоков,
вычисленный с помощью алгоритма табличной задачи для некоторого процесса, приведен в табл. 5.3. Минимальная разность температур для это-
го процесса равна DТmin = 10°С. В качестве холодной утилиты в этом про- цессе предполагается использовать производство пара из воды, идущей на питание котлов и имеющей температуру 100°С.
1.Определить количество насыщенного пара, который может быть генерирован на температуре 230°С.
2.Определить количество насыщенного пара, который может быть
генерирован на температуре 230°С и перегрет до максимально возможной температуры при использовании энергии горячих потоков процесса.
3. Вычислить электрическую мощность, которая может быть генери- рована паром из пункта 2 с помощью однокамерной конденсационной па- ровой турбины с изэнтропическим к.п.д., равным 85%.
Таблица 5.3. Каскад тепловых потоков
Интервальная температура, °С |
Тепловой поток, МВт |
495 |
3,6 |
455 |
9,2 |
415 |
10,8 |
305 |
4,2 |
285 |
0,0 |
215 |
16,8 |
195 |
17,6 |
185 |
16,6 |
125 |
16,6 |
95 |
21,1 |
85 |
18,1 |
Решение.
1.Сначала строим большую составную кривую процесса (рис. 5.39)
иопределяем, что на 235°С интервальной температуры доступно 12 МВт мощности для производства пара. Из таблиц теплофизических свойств во- ды и водяного пара определяем теплоту парообразования, при температуре
насыщения 230°С она равна 1812 кДж/кг, после чего вычисляем:
|
производство пара =12 × |
|
103 |
= 6,62 |
кг |
. |
|
1812 |
с |
|
|
|
|
Взяв теплоемкость воды, равную 4,3 кДж/(кг×К), определяем мощ- ность, необходимую на ее подогрев от 100°С до 230°С:
6,62×4,3×10−3 ×(230 -100) = 3,7 МВт.
Выбор и размещение утилит |
213 |
|
|
Теперь мы можем нарисовать профиль холодной утилиты на диа- грамме БСК (рис. 5.39 а). Мы видим, что теплота процесса может обеспе- чить как производство пара, так и подогрев воды.
Т ,°С
500
400
300 |
|
|
|
|
|
|
200 |
Генерация пара |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
100 |
Подогрев воды |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5 |
10 |
15 |
20 |
25 |
H, МВт |
а
°С
500
400
300
200 Генерация пара
100 Перегрев Подогрев
котловой воды
б
Рис. 5.39. Производство пара как холодная утилита: (а) – производство насыщенного пара; (б) – производство перегретого пара
2. Большая составная кривая показывает, что максимальная интер- вальная температура, до которой может быть перегрет пар, равна 285°С, и учитывая, что Тmin = 10°С, реальная температура перегрева равна 280°С. Энтальпия воды на линии насыщения при 230°С равна 991кДж/кг, а давле- ние насыщения равно 28 бар. Энтальпия перегретого пара при температуре 280°С и давлении 28 бар равна 2947 кДж/кг. С помощью этих значений
вычисляем количество перегретого пара, которое можно будет получить за счет теплоты процесса:
|
Производство пара = |
12 ×103 |
= 6,13 |
кг |
. |
|
2947 |
- 991 |
с |
|
|
|
|
3. В конденсационной турбине перегретый пар на выходе конденси- руется под вакуумом с помощью охлаждающей воды, при этом, чем ниже температура конденсации, тем большую мощность электроэнергии турби- на может генерировать. Наименьшая температура конденсации в нашем случае равна температуре охлаждающей воды плюс DТmin, т. е. 30 + 10 = 40°С. Из таблиц теплофизических свойств пара определяем энтальпию и энтропию пара для условий входа в турбину, т. е. Т1 = 280°С и Р1 = 28 бар:
h1 = 2947 кДж/кг;
S1 = 6,488 кДж/кг.
На выходе из турбины температура пара будет равна температуре конденсации, т. е. 40°С равновесное давление при такой температуре равно Р2 = 0,074 бара.
Сначала допустим, что пар в турбине расширялся изэнтропически, т.е. S1 = S2 = 6,488 кДж/(кг×К). Далее определяем влагосодержание паро- жидкостной смеси при 40°С из уравнения
S2 = xSl + (1 - x) ×Sv ,
где x – влагосодержание, Sl, Sv – удельная энтропия воды и пара на линии насыщения, а из уравнения
h2 = xhl + (1 - x) × hv ,
где hl, hv – удельные энтальпии воды и пара на линии насыщения. После вычисления получим: x = 0,23; h = 2020 кДж/кг. Для однокамерного рас- ширения пара в турбине с изэнтропическим к.п.д. 85% получим (5.1):
h¢2 = 2947 - 0,85 × (2747 - 2020) = 2159 кДжкг .
По изменению удельной энтальпии рабочего пара в турбине и его расходу мы можем определить мощность, которая может быть создана на валу тур- бины:
Выбор и размещение утилит |
215 |
|
|
W = 6,13×(2947 - 2159)×10−3 = 4,8 МВт.
Реальное влагосодержание мы можем вычислить, исходя из выраже-
ния:
h¢2 = 2159 = x¢h l + (1 - x¢) × h v = 167,5x + 2547 × (1 - x¢);
x¢ = 0,17.
Эта величина влагосодержания на выходе из турбины слишком вы- сокая, т. к. при влагосодержании пара на выходе из турбины более 0,15 турбина может выйти из строя. При x = 0,15 давление на выходе должно быть увеличено до 0,2 бар с соответствующим увеличением температуры конденсации до 60°С. Однако, при таких изменениях мощность, которая создается на валу турбины, уменьшится до 4,2 МВт.
5.8. Интеграция теплового насоса
Принципиальная схема простого испарительно-компрессионного те- плового насоса показана на рис. 5.40. Тепловой насос – это устройство, ко-
|
Коденсация |
|
W |
Расширительный |
Компрессор |
клапан |
|
|
Разделитель |
Испарение
Рис. 5.40. Схема простого испарительно-компрессионного теплового насоса
торое поглощает теплоту на низкой температуре в испарителе, затем ис- пользует внешнюю работу при сжатии рабочей среды в компрессоре и от- дает теплоту в конденсаторе на более высокой температуре, чем в испари-
теле. Сконденсированная рабочая жидкость расширяется с частичным ис- парением, и цикл повторяется снова. Обычно в качестве рабочей среды в тепловых насосах применяются вещества без примесей, что позволяет про- водить конденсацию и испарение в изотермических условиях.
|
|
QHmin- W |
QHmin |
|
T |
T |
|
QTH+ W |
|
|
|
|
Тепловой |
W |
|
|
насос |
|
|
|
QTH |
ПИНЧ |
|
|
|
|
|
ПИНЧ |
QTH+ W |
|
|
|
|
QCmin |
|
QHmin -QCmin- W |
QCmin+ W |
|
(а) |
|
(б) |
|
QTH + W |
|
|
T |
|
|
|
|
ПИНЧ Тепловой |
W |
|
|
|
насос |
|
|
|
|
QTH
QCmin- QTH
(в)
Рис. 5.41. Интеграция теплового насоса с процессом: (а) – интеграция теплового насоса выше пинча; (б) – интеграция теплового насоса ниже пинча; (в) – интеграция теплово-
го насоса поперек пинча
Подобно интеграции тепловых машин с процессом, интеграция теп- ловых насосов может быть экономически выгодная и не очень.
Как и в случае тепловых машин при интеграции тепловых насосов может быть два основных способа их размещения относительно процесса: через пинч и не через пинч. При интеграции не через пинч также может быть два случая размещения: выше пинча и ниже пинча.
Интеграция выше пинча показана на рисунке 5.41 а. В этом случае тепловой насос ”перекачивает” теплоту QТН с более низких температур в подсистеме выше пинча на более высокие, потребляя внешнюю энергию на совершение работы W. Вследствие чего горячие утилиты уменьшаются на величину W. Другими словами, данная система превращает внешнюю энергию в теплоту. Если компрессор теплового насоса питается от элек- троэнергии, то это крайне невыгодно, а если с помощью турбины, то это
Выбор и размещение утилит |
217 |
|
|
также не приносит никакой выгоды. Следующая возможность интеграции
теплового насоса не поперек пинча появляется при его размещении ниже пинча (рис. 5.41 б). В этом случае пришлось бы увеличить холодные ути- литы на величину производимой насосом работы W, т. е. электроэнергия превращается в отходы. А вот интеграция теплового насоса с процессом при размещении насоса поперек пинча обеспечивает реальное энергосбе- режение (рис. 5.41 в). Действительно, тепловой насос отбирает теплоту QТН от процесса ниже пинча, т. е. из общего источника энергии, тем самым уменьшая значение холодной утилиты на QТН. Совершая работу W, тепло- вой насос передает теплоту в подсистему, находящуюся выше пинча, т. е. в общий энергетический сток, а это означает, что горячая утилита уменьша- ется на величину QHT + W (рис. 5.41 в). Таким образом, наиболее подходя- щее размещение тепловых насосов при их интеграции с ХТС – это разме- щение поперек пинча. Заметим, что при наличии утилитных пинчей тепло- вой насос может быть размещен поперек утилитного пинча, если экономи- чески это более выгодно. Но каждая такая ситуация требует дополнитель- ного исследования.
На рисунке 5.42 показан тепловой насос, правильно интегрирован- ный с процессом. Общий тепловой баланс такой интеграции показан на
T |
QHmin - QTH - W |
|
|
|
|
|
T |
Пар |
QTH + W |
|
|
|
|
|
|
|
ПИНЧ Тепловой |
W |
QTH + W |
|
|
|
насос |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
QTH |
QTH |
QCmin- QTH |
ОВ |
|
|
Н |
(а) |
(б) |
Рис. 5.42. Большая составная кривая может быть использована для определения ха- рактеристик теплового насоса: (а) – приемлемое размещение теплового насоса; (б) –
расположение теплового насоса на диаграмме большой составной кривой
рис 5.42 а. На рисунке 5.42 б показано, как с помощью большой составной кривой можно определить характеристики теплового насоса.
Эффективность действия теплового насоса часто оценивают коэф- фициентом преобразования, который определяется как отношение полез- ной энергии, передаваемой процессу к затрачиваемой на это работе, т. е.
где εпр – коэффициент преобразования теплового насоса, QТН – теплота, потребляемая на низкой температуре, W – затрачиваемая работа.
Понятно, что тепловые насосы с большим коэффициентом преобра- зования экономически более выгодны. Также ясно, что для меньшего тем-
пературного подъема при перекачивании теплоты необходимо затратить меньшую работу, чем при большем температурном подъеме. В большинст-
ве промышленных приложений очень редко бывает экономически выгодно использовать тепловой насос на разности температур, превышающей 25°С.
С помощью большой составной кривой мы можем определить теп- ловые нагрузки и необходимые температуры для интеграции тепловых на- сосов в ХТС.
5.9. Интеграция холодильных циклов
Холодильный цикл – это обратный тепловой цикл, предназначенный
для передачи теплоты от тел менее нагретых к телам более нагретым при помощи холодильных установок или тепловых насосов.
Данное определение, очевидно, означает, что принципы интеграции холодильных циклов с процессами ХТС такие же, как и при интеграции тепловых насосов, т. е. наиболее приемлемое размещение холодильного цикла – это размещение поперек пинча. Также как и тепловой насос, холо- дильный цикл может быть размещен поперек утилитного пинча.
Большинство циклов охлаждения подобны циклу теплового насоса, который показан на рис. 5.40. Теплота поглощается на низкой температуре
обслуживаемого процесса и отдается на высокой температуре либо прямо в окружающую среду (охлаждающей воде или воздушному охлаждению), либо в систему рекуперации теплоты. Холодильные циклы очень часто ис- пользуют особенности теплообмена при фазовом превращении, и если су- ществует несколько уровней охлаждения, то такие циклы становятся дос- таточно сложными.
Также как при использовании тепловых насосов, при организации холодильных циклов используется большая составная кривая, для опреде- ления количества теплоты, которое может быть экстрагировано на низких температурах от процесса, и определения наиболее подходящей темпера- туры, на которой эта теплота должна быть возвращена в процесс.
Эффективность действия холодильного цикла оценивается с помо- щью холодильного коэффициента, который равен отношению количества
Выбор и размещение утилит |
219 |
|
|
теплоты QТН, отводимой в обратном цикле от охлаждаемой системы, траченной на это работе W, т. е.
ex = QTH .
W
Холодильный коэффициент идеального обратного термодинамиче- ского цикла, т. е. цикла совершающегося за счет затраты внешней работы, равен:
eх.ид. = |
ТС |
|
, |
(5.4) |
ТН - |
|
|
ТС |
|
где ТС – температура, при которой теплота поглощается, ТН – температура, на которой теплота отводится от холодильного цикла.
Следовательно, для идеального холодильного цикла из (5.3) и (5.4) мы можем для определения необходимой внешней работы записать:
W |
= Q |
C |
× |
TH − TC |
, |
(5.5) |
|
идеал |
|
|
TC |
|
|
|
|
|
|
где QС – нагрузка охлаждения, т. е. количество теплоты, которое необхо- димо отвести от процесса на температуре ТС.
Многочисленные технологические приложения холодильных циклов показывают, что отношение внешней работы, необходимой для проведе- ния идеального холодильного цикла, к реальной работе, которая затрачи- вается для создания цикла с теми же параметрами, равно 0,6, т. е.
Следовательно, для оценки реальной работы, которую необходимо затратить, чтобы отвести количество теплоты QС от процесса на темпера- туре ТС и отдать ее на температуре ТН, мы можем записать:
W = |
QC |
× ( |
TH − TC |
). |
(5.7) |
0,6 |
|
|
|
T |
|
|
|
|
C |
|
Давайте рассмотрим процесс низкотемпературной дистилляции, тех- нологическая схема которого показана на рис. 5.43. Потоковые данные для этого процесса представлены в таблице 5.4.
