close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Разработка технологической схемы компрессорной установки с рекуперацией теплоты. Анализ и подбор конструкции промежуточного охладителя.pdf

код для вставкиСкачать
УДК 621.565
И. В. А в т о н о м о в а, Э. Б. М а з у р и н,
А. В. Б р а т у с ь
РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ
СХЕМЫ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
С РЕКУПЕРАЦИЕЙ ТЕПЛОТЫ. АНАЛИЗ
И ПОДБОР КОНСТРУКЦИИ
ПРОМЕЖУТОЧНОГО ОХЛАДИТЕЛЯ
Рассмотрена технологическая схема компрессорной установки с
системой охлаждения, приспособленной для рекуперации тепловой
энергии. Обоснован выбор последовательности охладителей в технологической схеме компрессорной установки, выполнен анализ конструкции межступенчатого теплообменника.
E-mail: aiv@bmstu.ru
Ключевые слова: винтовой компрессор, рекуперация теплоты, теплопередача, тепловой баланс, себестоимость и стоимость эксплуатации
компрессорных станций с винтовыми компрессорами.
В современном мире наблюдается возросший интерес к сбережению энергоресурсов, сокращению затрат на эксплуатацию, повышению энергоэффективности, улучшению экологии. Подобные тенденции вызваны желанием сократить выбросы тепло- и электростанций,
которые в основном напрямую зависят от их мощности, а точнее от
потребляемой мощности предприятий. Увеличение потребления мощности из сети предприятиями постепенно, но неизбежно ведет к строительству новых тепло- и электростанций, что, в свою очередь, сопряжено с большими затратами и ухудшением экологии [1].
Рекуперация предполагает повторное использование затраченной
энергии. В компрессорных станциях (КС) с водяным охлаждением используется тепловая энергия, запасенная в воде контура охлаждения
газа и компрессорной установки, и тепловая энергия воздуха, охлаждающего электродвигатели компрессорных установок (КУ).
Важной задачей также является проектирование теплообменных
аппаратов, в которых тепловая энергия передается воде от сжатого
газа и масла. От выбора их конструкции зависят затраты и энергоэффективность всей системы.
Постановка задачи.
1. Провести сравнительный анализ схем охлаждения; выбрать схему охлаждения КУ.
2. Выбрать алгоритм расчета охладителя; обосновать допущения и
методы расчета параметров теплообменного аппарата.
3. Экономически обосновать преимущества системы рекуперации.
78
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
Техническое задание (ТЗ) на проектирование
Давление всасывания рвс , Па . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1,013 · 105 Па
Давление нагнетания рн , Па . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8,6 · 105 Па
Относительная влажность ϕ, % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 80
Производительность КУ Vв , м3 /мин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33
Тип компрессора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . винтовой,
безмасляный
Охлаждение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . водяное
Температура воды в установке, ◦ С:
на входе Твход.ж . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50 ± 1
на выходе Твыход.ж . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90
Производительность КС, м3 /мин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90
Класс чистоты воздуха по DIN ISO 8573-1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1.4.1
Преимущества и недостатки жидкостного охлаждения. Преимущество жидкостного охлаждения по сравнению с воздушным охлаждением — это широкий спектр дальнейшего использования нагретой
среды. Так, воду, нагретую в КУ, можно относительно легко использовать для отопления цехов, в технологических процессах и для бытовых
нужд. Связано это с высокой теплоемкостью среды. При воздушном
же охлаждении, нагретый воздух используют для поддержания нормальной температуры в компрессорном цехе или смежных помещениях, например в складах. Летом весь воздух выбрасывается на улицу, а
вместе с ним выбрасывается и заключенная в нем тепловая энергия.
Вместе с тем использование жидкостного охлаждения ведет к первоначальному удорожанию КС, а без рекуперации — и к увеличению
эксплуатационных затрат, что будет показано далее. Так, для воздушного охлаждения необходимы только вентиляционные короба для отвода горячего выхлопа и иногда дополнительные вентиляторы (в случае, если вентилятора в КУ будет не достаточно для преодоления падения давления в воздухопроводе). Для жидкостного охлаждения нужна
система трубопроводов с насосами, вентилями, фильтрами, гидробаками и гидроаккумуляторами, с градирней и иногда с промежуточными
теплообменниками.
Схема охлаждения КС. Спроектированная КС (рис. 1) предназначена для ткацкой фабрики — для своевременной подачи сжатого воздуха соответствующего качества в полном объеме и обеспечения фабрики горячей водой.
Основу КС составляют четыре КУ — три рабочих и одна резервная.
От КУ отходят две ветви трубопроводов – воздушная ветвь, по которой
транспортируется сжатый воздух к потребителю, и ветвь жидкостного
охлаждения, необходимая для подвода холодной воды к КУ, отведения
от КУ нагретой воды и передачи полученной теплоты потребителю.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
79
Рис. 1. Схема компрессорной станции
80
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
Воздушная ветвь состоит из магистрального трубопровода, к которому присоединены фильтры грубой и тонкой очистки, обеспечивающие требуемый по ТЗ класс чистоты воздуха, осушители воздуха (один
рабочий, второй резервный) для снижения его влажности. Также к
магистрали присоединен воздухосборник для снижения колебания давления воздуха. Вследствие высокой температуры охлаждающей воды
(50 ◦ С) и выбранной технологической схемы охлаждения КУ из концевого воздушного охладителя (ОВК) выходит воздух с относительно
высокой температурой (77 ◦ С). Осушители не рассчитаны на такую
высокую температуру — максимальная температура воздуха, при которой осушители будут работать в штатном режиме, составляет 55 ◦ С.
Чтобы обеспечить подачу в осушители воздуха с температурой в пределах допустимых значений, используются воздушные доохладители
— один рабочий, другой резервный (ВозД1 и ВозД2), которые охлаждаются водой из закрытого контура. Вода в этом контуре, в свою очередь,
охлаждается в градирне, что позволяет получить более низкую температуру воды на входе в доохладитель и, следовательно, более низкую
(40 ◦ С) температуру воздуха на выходе из доохладителя.
Ветвь жидкостного охлаждения состоит из трех контуров: основной контур охлаждения (КО), контур подвода горячей воды потребителю (КП) и дополнительный контур доохлаждения (КД).
Основной контур является закрытым (циркуляционным) и нужен
для непосредственного охлаждения КУ: в нем вода, охлажденная в
КП или КД, подводится к КУ, где нагревается. Нагретая до температуры 90 ◦ С вода подается в основной теплообменник (ОТ), где тепловая
энергия передается контуру потребителя КП. В КО установлен насосный блок (НБ), состоящий из двух насосов (рабочего и резервного) и
фильтров воды. Для компенсации температурных расширений теплоносителя к контуру КО подсоединен расширительный бак (РБ).
Контур потребителя (КП) нужен для подвода нагретой в ОТ воды
к потребителю. Такой контур может быть как открытым с проточной
водой (холодная вода закупается из сети, нагревается в ОТ и сливается в канализацию, такая вода используется для промывки тканей,
для раковин, например горячая вода), так и закрытым (холодная вода закупается периодически и циркулирует в контуре, например для
отопления).
Контур доохлаждения является закрытым и необходим, если вода в ОТ не охлаждается до заданной по ТЗ температуры 50 ◦ С (если
недоохлаждение составляет более 1 ◦ С). В этом случае открывается
трехходовой клапан, установленный в КО, который перепускает часть
воды (или, в случае необходимости, всю воду) через водяной доохладитель (ВоД). Теплоноситель (15 %-ный раствор пропиленгликоля в
воде) циркулирует между ВоД и градирней.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
81
Схемы охлаждения КУ. Спроектированная КУ (рис. 2) включает в
себя электродвигатель (ЭД) для привода машины, мультипликатор (М)
для преобразования частоты вращения, компрессорные блоки первой
(ВКС1) и второй (ВКС2) ступеней для повышения давления воздуха,
теплообменные аппараты — межступенчатый (ОВМ) и концевой (ОВК)
охладители для охлаждения воздуха и охладитель масла (ОМ). Из
перечисленных узлов в охлаждении водой нуждаются все элементы,
кроме ЭД, поскольку он имеет встроенный вентилятор для этих нужд.
Охлаждение КУ необходимо для поддержания рабочего диапазона
температур узлов установки и для уменьшения потребляемой мощ-
Рис. 2. Компрессорная установка
82
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
ности. В частности, ОВМ непосредственно влияет на мощность, необходимую для сжатия и перемещения газа, что видно из следующей
формулы:
n−1
n−1
pн2 n
n
n
N2 =
pвс2 Vh2
mвс RTвс2 ε2 n − 1 , (1)
−1 =
pвс2
n−1
n−1
где N2 — индикаторная мощность второй ступени сжатия; n — показатель политропы; рвс2 — давление всасывания во вторую ступень; Vh2 —
описанный объем за единицу времени; рн2 — давление нагнетания
второй ступени; mвс — массовый расход газа; R — газовая постоянная
воздуха; Твс2 — температура всасывания во вторую ступень.
Как видно из формулы (1), повышение температуры всасывания
ведет к увеличению мощности. Так, при температуре всасывания в
первую ступень в среднем 300 K и при росте температуры всасывания
во вторую ступень на 1 K индикаторная мощность второй ступени увеличивается на 0,33 % [2]. Это указывает на то, что воду с минимальной
температурой необходимо подавать на ОВМ.
Охлаждать масло необходимо, чтобы поддерживать в рабочем состоянии детали, которые смазываются и охлаждаются маслом. Температура масла не должна превышать 75 ◦ С, поскольку посадка подшипников на вал осуществляется при температуре ∼ 100 ◦ С, а рабочая
температура подшипников должна быть ниже температуры посадки на
20. . . 25 ◦ С.
Концевой охладитель необходим, чтобы снизить температуру газа
после сжатия до значений, допустимых по правилам безопасности
ПБ-03-582-03, или значений, при которых возможно использование
осушителей.
Рубашка охлаждения необходима для отвода теплоты от уплотнений и корпуса компрессорного блока.
Конструктор должен решить, в какой последовательности охлаждать узлы КУ и как это повлияет на стоимость и работу КУ.
В настоящей работе задача усложняется тем, что вода в КУ подается с температурой 50 ◦ С, что больше температуры воды в аналогичных машинах, например, в КУ серии ZR компании Atlas Copco для
охлаждения используется вода с максимальной температурой 40 ◦ С.
Это приводит к тому, что необходимо выбрать такой способ охлаждения ОВМ и ОМ, чтобы температура на всасывании второй ступени
была минимально возможной и при этом обеспечивались достаточный перепад температур масла для отвода теплоты от подшипников и
мультипликатора, а также оптимальная вязкость самого масла. От температурного диапазона нагрева масла зависит расход масла через смазываемые и охлаждаемые узлы и, следовательно, необходимый объем
масляного бака. Немаловажным фактором является общее количество
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
83
теплоты, получаемое в охладителях, которое потом можно использовать.
Наиболее важным вопросом является охлаждение межступенчатого и масляного охладителей, так как ими определяются рабочие
режимы и мощность установки.
Для решения этой задачи необходимо составить систему уравнений теплового баланса для теплообменных аппаратов и определить
количество теплоты, которое необходимо отвести от масла и охлаждаемого воздуха:
Qмасл = mв масла cм (Tвх. м − Tвых. м );
Qвозд.м = Qсух.в + Qпар ;
Qсух.в = mв.возд cp (Tвх.г − Tвых.г );
Qпар = mв.возд [(χ1 − χ2 )cpпарa (Tвх.г − Tмас )+
+ rп (χ1 − χ2 ) + cв (Tнас − Tвых.г )(χ1 − χ2 )],
где Qмасл — мощность, полученная при охлаждении масла, Вт;
Qвозд.м — мощность, полученная при охлаждении воздуха в ОВМ, Вт;
(Qвозд.к — мощность, полученная при охлаждении воздуха в ОВК, Вт);
mв масла — массовый расход масла, кг/с; см — теплоемкость масла при
средней температуре масла, Дж/(кг·K); Твх.м и Твых.м — температура
масла на входе и выходе из охладителя, ◦ С; Qсух.в — мощность, полученная при охлаждении сухого воздуха в ОВМ, Вт; Qпар — мощность,
полученная при охлаждении пара, его конденсации и охлаждении
полученного конденсата в ОВМ, Вт; mв.возд — массовый расход воздуха, кг/с; ср — теплоемкость сухого воздуха при постоянном давлении, Дж/(кг·K); Твх.г и Твых.г — температура воздуха на входе и выходе
из охладителя, ◦ С; χ1 и χ2 — влагосодержание на входе в компрессор
и выходе из охладителя, кг/кг; српара — теплоемкость пара при постоянном давлении, Дж/(кг·K); Тнас — температура насыщения, ◦ С; rп —
удельная теплота парообразования, Дж/кг.
Схема ОМ–ОВМ–ОВК с последовательным охлаждением ОМ
и ОВМ. Вода последовательно охлаждает сначала ОМ (рис. 3), потом
ОВМ, затем охлаждающий поток разделяется в целях снижения потери
давления воды и подается в ВКС1 и ВКС2 параллельно. После ступеней сжатия охлаждающая вода поступает в ОВК, где окончательно
нагревается до 90 ◦ С. Следует отметить сложность вычисления теплообменных процессов в водяных рубашках компрессорных блоков. Это
вызвано переменными и сложными размерами полости водяной рубашки и, соответственно, различными скоростями и формой потока
охлаждающей воды. Часто повышение температуры воды в водяных
рубашках получают при испытаниях прототипа. Для КУ серии ZR
84
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
Рис. 3. Схема последовательного охлаждения (первым расположен ОМ)
компании Atlas Copco принимается, что подогрев воды в рубашках
составляет ∼ 4 ◦ С.
Введем следующие допущения:
1) теплоемкость воды не зависит от температуры. Действительно,
при более глубоком анализе выявили, что такое допущение вносит
погрешность при вычислении температур не более 0,5 % относительно расчета, выполненного с теплоемкостями, полученными при средних температурах в процессах (в диапазоне средних температур воды
40. . . 80 ◦ С).
2) тепловая энергия передается от горячего теплоносителя к холодному без потерь.
Тогда можно записать систему уравнений
cв mв1 (Tвых.ж − Tвх.ж ) = Qмасл ;
cв mв1 (Tвых.ж1 − Tвых.ж ) = Qвозд.м ;
(2)
cв mв1 (Tвых.ж2 − (Tвых.ж1 + ΔT )) = Qвозд.к ,
где св – теплоемкость воды, Дж/(кг·K); mв1 — массовый расход охлаждающей воды, кг/с; Твх.ж — температура воды на входе в компрессорную установку, ◦ С; Твых.ж — температура воды после масляного
охладителя, ◦ С; Твых.ж1 — температура воды на выходе из ОВМ, ◦ С;
Твых.ж2 — температура на выходе из ОВК и КУ.
В системе уравнений (2) неизвестными являются величины mв1 ,
Твых.ж , Твых.ж1 . Величина Qмасл определяется однозначно — это мощность, которую необходимо отводить от трущихся деталей, и для всех
схем эта величина постоянна. Величины Qвозд.м и Qвозд.к являются
функциями температур Твых.ж и Твых.ж1 , так как в конвективных теплообменниках с противоточным движением потоков горячий теплоноситель можно охладить не ниже температуры холодного теплоносителя
на входе в охладитель. На практике недоохлаждение ΔT = 5 ◦ С. Таким образом, число неизвестных (пять) больше числа уравнений (три).
Система решается методом последовательных приближений.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
85
Рис. 4. Схема последовательного охлаждения (первым расположен ОВМ)
При расчете используются следующие данные: Твх.ж = 50 ◦ С,
Твых.ж2 = 90 ◦ С, ΔТ = 4 ◦ С, св = 4180 Дж/(кг·K), Qвозд.м = 7,094 ×
× 104 Вт, Qмасл = 1,179 · 104 Вт, Qвозд.к = 8,855 · 104 Вт.
Запишем результаты расчета: Твых.ж = 52,485 ◦ С, Твых.ж1 =
= 67,401 ◦ С, mв1 = 1,138 кг/с. При этом суммарная мощность рекуперации составила
Q = 1,713 · 105 Вт.
Схема ОВМ–ОМ–ОВК с последовательным охлаждением ОВМ,
ОМ (рис. 4). Вода последовательно охлаждает сначала ОВМ, потом
ОМ, затем охлаждающий поток разделяется и подается в ВКС1 и ВКС2
параллельно. После ступеней сжатия охлаждающая вода поступает в
ОВК, где окончательно нагревается до 90 ◦ С.
Для данной схемы можно записать систему уравнений:
cв mв1 (Tвых.ж − Tвх.ж ) = Qвозд.м ;
cв mв1 (Tвых.ж1 − Tвых.ж ) = Qмасл ;
(3)
cв mв1 (Tвых.ж2 − (Tвых.ж1 + ΔT )) = Qвозд.к ,
где Твых.ж — температура воды после ОВМ; Твых.ж1 — температура воды
на выходе из ОМ.
Допущения, число неизвестных и метод решения соответствуют
схеме ОМ–ОВМ–ОВК.
Данные, используемые при расчете, следующие: Твх.ж = 50 ◦ С,
Твых.ж2 = 90 ◦ С, св = 4180 Дж/(кг·K), Qвозд.м = 7,34·104 Вт, Qмасл = 1,15×
× 104 Вт, Qвозд.к = 8,833 · 104 Вт.
Приведем результаты расчета: Твых.ж =65,249 ◦ С, Твых.ж1 =67,651 ◦ С,
mв1 =1,151 кг/с. При этом суммарная мощность рекуперации составила
Q = 1,733 · 105 Вт.
Схема ОВМ, ОМ–ОВК с параллельным охлаждением межступенчатого и масляного охладителей (рис. 5). Вода параллельно охлаждает
ОВМ и ОМ, затем охлаждающий поток разделяется и подается в ВКС1
и ВКС2 параллельно в целях снижения потери давления воды. После
86
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
Рис. 5. Схема параллельного охлаждения
ступеней сжатия охлаждающая вода поступает в ОВК, где окончательно нагревается до 90 ◦ С.
Система уравнений для данной схемы:
cв mв1 (Tвых.ж − Tвх.ж ) = Qвозд.м ;
cв mв2 (Tвых.ж − Tвх.ж ) = Qмасл ;
(4)
cв 9mв1 + mв2 )(Tвых.ж2 − (Tвых.ж + ΔT )) = Qвозд.к ,
где mв1 и mв2 — массовые расходы охлаждающей воды через ОВМ и
ОМ, кг/с; Твых.ж — температура после ОМ и ОВМ, ◦ С.
Допущения и метод решения такие же, как и в предыдущих расчетах.
Данные, используемые при расчете: Твх.ж = 50 ◦ С, Твых.ж2 = 90 ◦ С,
св = 4180 Дж/(кг·K), Qвозд.м = 7,34 · 104 Вт, Qмасл = 1,179 · 104 Вт,
Qвозд.к = 8,832 · 104 Вт.
◦
Результаты
расчета: Твых.ж = 67,668 С, mв1 = 0,993 кг/с, mв2 =
= 0,16 кг/с,
mв = mв1 + mв2 =
1,153 кг/с. При5 этом суммарная
мощность рекуперации составила
Q = 1,735 · 10 Вт.
Результаты расчетов по всем схемам приведены в табл. 1, из кoторой следует:
1. В схеме ОМ–ОВМ–ОВК температура воздуха на всасывании во
вторую ступень будет больше, чем в остальных схемах. Мощность
рекуперации меньше, чем в остальных схемах на 1,3 %.
2. Температурный диапазон масла в схеме ОМ–ОВМ–ОВК меньше,
чем в остальных схемах, так как охлаждающая вода подается в ОМ во
вторую очередь. Это приводит к возрастанию расхода масла более чем
в 4 раза и ведет к увеличению мощности масляного насоса и объема
масляного бака.
В табл. 1 введены следующие обозначения:
QОВМ — мощность рекуперируемой тепловой энергии в ОВМ;
QОМ — мощность рекуперируемой тепловой энергии в ОМ;
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
87
QОВК — мощность рекуперируемой тепловой энергии в ОВК;
Qполн.КУ — полная тепловая мощность рекуперации с учетом теплоты, полученной в водяных рубашках компрессорных блоков.
Таблица 1
Параметры
Схемы
ОМ–ОВМ–ОВК
ОВМ–ОМ–ОВК
ОВМ, ОМ–ОВК
Tвых.ж , C
52,485
65,229
67,668
Tвых.ж1 , ◦ C
mв1 , кг/c
mв2 , кг/c
mв , кг/c
67,401
67,673
—
1,138
1,153
0,993
—
—
0,16
1,138
1,153
1,153
◦
75
75
75
◦
Tвх.м C
◦
Tвых.м C
55
70,229
3
1,955 · 10
55
3
1,92 · 103
cм , Дж/(кг·K)
1,92 · 10
mв масла , кг/c
0,3067
1,263
0,3067
QОВМ , кВт
70,94
73,4
73,4
QOM , кВт
11,78
11,78
11,78
QОВК , кВт
Q, кВт
88,55
88,31
88,32
171,27
173,49
173,5
Qполн.КУ , кВт
190,3
192,8
192,8
Таким образом, при параллельном охлаждении ОМ и ОВМ достигается минимально возможная температура на всасывании во вторую ступень, обеспечивается наибольший температурный диапазон
масла, возвращается наибольшее количество теплоты, которое составляет 73,7 % тепловой энергии от сжатого воздуха и 81,9 % с учетом теплоты, полученной в рубашке. Кроме того, падение давления
в параллельной схеме меньше, чем в последовательных схемах — на
примере спроектированной КУ по схеме ОВМ, ОМ–ОВК падение давления составляет 5,8·104 Па, для последовательной схемы падение
давления составит 3·105 Па.
Расчет межступенчатого охладителя. Анализ и выбор конструкции. В расчете используются усредненные значения параметров, а не локальные, что значительно его упрощает. Сам расчет
базируется на критериальном методе, и существуют десятки или сотни уравнений, описывающих при помощи критериев подобия процесс
теплообмена в кожухотрубных теплообменных аппаратах. В самом
расчете (охладителя) многие параметры взаимно влияют друг на друга; например, от геометрических характеристик охладителя зависит
88
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
коэффициент теплоотдачи, но при этом сам коэффициент влияет на
размеры конструкции, откуда следует вывод, что из-за недостатка
уравнений приходится задаваться какими-то параметрами. Все это
приводит к увеличению погрешности расчета.
При разработке охладителя ищут компромисс между потерями давления, габаритными размерами и общей стоимостью изготовления.
Принято задаваться параметрами, которые не являются целью расчета, при этом брать их из рекомендаций, полученных при производстве существующих аппаратов.
Целевыми параметрами охладителя являются: линейный коэффициент теплопередачи kl [2], эффективная длина труб теплообменника
L, внутренний диаметр кожуха D, потери давления воздуха в охладителе Δpвозд и потери давления воды в охладителе Δpвод .
На рис. 6 приведен алгоритм расчета воздушного межступенчатого
охладителя.
1. Находят количество теплоты Qвозд , исходя из температур газа на
входе в охладитель и на выходе из охладителя Твых.г , которые необходимо обеспечить.
2. Находят по Qвозд массовый расход воды mе,вод .
3. Определяют средний логарифмический температурный напор
Δtcp [3].
4. Задают, исходя из рекомендаций [2, 4, 5], скорости воды в трубах Vвод , воздуха в межтрубном пространстве в центре пучка Vвозд ,
выбирают диаметр (dтр ) и толщину трубок. Определяют коэффициенты теплоотдачи для воды αвод и воздуха αвозд .
5. Уточняют коэффициент теплопередачи, исходя из условий неперпендикулярности потока и неравномерности теплообмена для первых рядов труб [6].
6. Вычисляют коэффициент теплопередачи.
7. Вычисляют значения эффективной длины труб L, диаметра кожуха D и число труб z. Вычисляют действительный массовый расход
воды. Если разница больше 5 % значения, заданного в п. 4, то изменяют число труб или меняют скорость воды и диаметр труб.
8. Вычисляют коэффициенты потерь для коэффициента теплоотдачи воздуха [4].
9. Вычисляют действительный коэффициент αдейств с помощью коэффициентов потерь из п. 8.
10. Если разница между коэффициентом теплоотдачи αвозд в п. 5 и
αдейств больше 5 %, то в п. 5 принимают αвозд = αдейств , в противном
случае расчет продолжается.
11. Вычисляют действительную скорость воздуха Vвозд.действ .
12. Если значение Vвозд отличается от Vвозд.действ больше, чем на 5 %,
то в п. 4 скорость воздуха Vвозд принимают равной Vвозд.действ .
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
89
Рис. 6. Алгоритм расчета охладителя
13. Вычисляют коэффициенты потерь давления для воздуха в открытых окнах перегородок, в пространстве между ними, на входе и
выходе из охладителя.
14. Вычисляют потери давления для воды Δpвод . По коэффициентам из п. 13 находят потери давления для воздуха Δpвозд .
Коэффициенты в п. 8 учитывают, что не весь поток проходит перпендикулярно трубам или вообще через трубный пучок. Схема течения
теплоносителя в межтрубном пространстве охладителя представлена
на рис. 7 [4].
Поток А представляет собой перетечки через щели, образованные
зазором между отверстиями под трубы в перегородках и стенкой труб.
Поток В — основной поперечный поток. Поток С — байпасный поток,
проходящий поперечно трубному пучку, но в пространстве между пучком и кожухом. Поток F — байпасный поток между двумя половинка90
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
Рис. 7. Схема течения теплоносителя в межтрубном пространстве
ми трубного пучка. Поток Е — часть байпасного потока, проходящего
в щель между перегородкой и кожухом.
Коэффициент Jc учитывает теплопередачу в окне перегородки и
является усредненным для всего теплообменника. Коэффициент Jl
учитывает перетечки через перегородку, включая перетечки потоков
А и Е . Коэффициент Jb учитывает байпасные потоки С и F . Коэффициент Js учитывает различное размещение перегородок на входе и
выходе охладителя. Коэффициент Jr учитывает противоположные градиенты температур, возникающие при ламинарном течении. С учетом
приведенных коэффициентов действительный коэффициент теплоотдачи будет вычисляться как
αдейств = αJc Jl Jb Js Jr .
Причем α уже учитывает неперпендикулярность потока и неравномерность теплоотдачи первых двух рядов. Влияние байпасных потоков на потерю давления в межтрубном пространстве учитывается
коэффициентами (см. п. 13 алгоритма расчета): коэффициент Rl учитывает перетечки А и Е ; коэффициент Rb учитывает байпасные потоки C и F ; коэффициент Rs учитывает входной и выходной участки.
Коэффициенты Jc , Jl , Jb , Js , Jr , Rl , Rb , Rs рассчитываются по данным,
приведенным в работе [4].
В среднем коэффициент теплоотдачи для воздуха, вычисленный по
приведенному способу, меньше на 40 % вычисленного для идеального
пучка [4].
Перепад давления с учетом байпасных потоков составляет примерно 20. . . 30 % перепада давления для идеального потока [4].
Влияние диаметра трубок на размеры охладителя. При расчете
охладителя конструктору приходится решать, какого диаметра выбрать
трубку, внутри которой будет течь холодный теплоноситель.
На практике принято задаваться внешним диаметром трубки dвнеш
и ее толщиной δтр .
От dвнеш зависят шаг размещения трубок, который обычно лежит в
пределах (1,2 . . . 1,5)dвнеш , и коэффициент теплоотдачи.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
91
Коэффициент теплоотдачи определяется по приведенным далее
формулам.
Критерий Нуссельта для определения коэффициента теплоотдачи
от воздуха к наружной поверхности трубы при Redж > 1000 определяется по формуле [7]:
Pr
0,25
возд
, (5)
Nu = 0,4 Re(vвозд , dвнеш , μвозд , ρвозд )0,6 Pr0,36
возд
Prвозд (Tст )
где Nu — критерий Нуссельта; Re — критерий Рейнольдса; Prвозд —
критерий Прандтля для средней температуры воздуха; Prвозд (Тст ) —
критерий Прандтля для температуры стенки; vвозд — скорость воздуха, м/c; ρвозд — плотность воздуха при средней температуре, кг/м3 ; μвозд
— динамическая вязкость воздуха, Па·с;
α1 dвнеш
,
(6)
Nu =
λвозд
где α1 — коэффициент теплоотдачи между воздухом и стенкой трубки,
Вт/(м2 ·K); λвозд — теплопроводность воздуха при средней температуре
воздуха, Вт/(м·K).
Из формул (5) и (6) следует пропорциональность
α1 ∼ d−0,4
внеш .
(7)
От внешнего диаметра трубок зависит соответственно и линейный
коэффициент теплопередачи [2]
πdвнеш
kl = ,
(8)
δтр dвнеш 1
1
dвнеш
+ Ω1 +
+ Ω2
α1
λтр dср α2
dвнеш − 2δтр
где Ω1 , Ω2 — коэффициенты сопротивления, м2 ·K/Вт; λтр — теплопроводность стенки трубки при средней температуре, Вт/(м·K); dср — средний диаметр стенки трубки, м; α2 — коэффициент теплоотдачи между
водой и стенкой трубки, Вт/(м2 ·K).
В уравнении (8) определяющими (вносящими наибольший вклад)
являются числитель и первый член знаменателя. Это связано с тем,
что α2 на порядок выше, чем α1 . Таким образом, из уравнения (8)
следует, что kl ∼ d0,6
внеш .
В свою очередь, от dвнеш зависит число трубок z в кожухе (z зависит
от площади занимаемой трубками)
z ∼ d−2
внеш .
92
(9)
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
Эффективная длина трубки вычисляется по формуле (9) [2]
Q
.
L=
kl zΔtcp
(10)
Из формулы (8)–(10) видно, что
Q
L ∼ 0,6
∼ d1,4
внеш .
−2
dвнеш dвнеш Δtcp
(11)
Таким образом, из выражения (11) следует, что при увеличении
dвнеш трубки будет расти ее эффективная длина и, соответственно,
длина охладителя.
Следовательно, для уменьшения габаритных размеров охладителя необходимо стремиться выбрать трубку с наименьшим диаметром,
при этом желательно, чтобы снаружи и внутри трубки режим течения
потоков был близок к турбулентному ( Re = 6000 . . . 10000).
Однако уменьшение dвнеш ведет к увеличению потерь давления воды в трубках вследствие увеличения скорости течения и коэффициента
потерь.
Результаты расчетов охладителей с различным диаметром трубок и
различным отношением L/D приведены в табл. 2. Температура воды
на входе в охладитель Твх.ж = 50 ◦ С; температура воды на выходе из
охладителя Твых.ж = 67,668 ◦ С; температура воздуха на входе в охладитель Твх.г = 159,05◦ С; температура воздуха на выходе из охладителя
Твых.г = 55 ◦ С; массовый поток воздуха m = 0,672 кг/с; мощность теплопередачи составляет 73,4 Вт.
Таблица 2
Параметр
dвнеш , мм
6
6
8
10
10
1
1
1,5
1,5
1,5
z, шт
452
716
390
248
364
D, мм
209
261
261
261
313
L, м
1,022
0,709
1,166
1,392
1,264
L1 , м
1,042
0,721
1,186
1,428
1,292
L/D
4,888
2,717
4,467
5,333
4,04
L1 /D
4,984
2,763
4,544
5,471
4,129
i, шт.
5
δтр , мм
3
4
5, 09 · 10
7
3
2, 1 · 103
1, 79 · 10
Δpвозд , Па
2, 86 · 104
1, 07 · 104
1, 05 · 104
2, 92 · 104
1, 39 · 104
5,347
4,863
5,564
7,153
5,365
4
4
4
4
4
Nзах
8, 76 · 10
9
3
Δpвода , Па
kl , Вт/(м·K)
5, 86 · 10
5
3
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
93
В табл. 2 обозначено: L — эффективная длина трубок, м; L1 — длина трубок с учетом толщины перегородок, м; D — диаметр кожуха
внутренний (ГОСТ 10704–91), м; z — число трубок в пучке (чем больше число трубок, тем дороже охладитель, так как помимо стоимости
затрат на трубки возрастает время пайки их к трубной доске), шт.;
L/D — отношение, характеризующее стоимость охладителя (считается оптимальным, если его значение лежит в интервале от 5 до 10 или
близко к этому интервалу [4]); i — число перегородок, шт.; Δpвода —
перепад давления воды в охладителе, Па; Δpвозд — перепад давления
воздуха в межтрубном пространстве охладителя (один из экономических показателей компрессора), Па; Nзах — число заходов по воде.
Охладитель с dвнеш = 8 мм имеет наилучшие характеристики: малые потери давления воды в трубках и воздуха в межтрубном пространстве, рекомендуемое значение L/D.
Следует учесть, что погрешность расчета по критериальным уравнениям в среднем составляет ±15 % для простейшего случая — потока
внутри трубы [4].
Для теплоотдачи в межтрубном пространстве при турбулентном
течении погрешность следует ожидать в пределах ±25 %, хотя в некоторых случаях точность может быть несколько выше [4]. Потери
давления при турбулентном режиме будут иметь разброс ±40 % для
75 % опытных данных [4].
Экономическая выгода системы рекуперации. Компрессорная
станция, основой которой является спроектированная КУ со схемой
охлаждения ОВМ, ОМ–ОВК и с охладителями, рассчитанными по
методике, приведенной ранее, имеет суммарную мощность рекуперации 520,5 кВт для тепловой энергии, полученной в охладителях, и
578,4 кВт для тепловой энергии, полученной в охладителях и в водяных рубашках компрессорных блоков. Вся эта энергия содержится в
виде горячей воды основного и потребительского контуров. Стоимость
системы рекуперации Sсист = 1 706 800 р.
В КП вода, как было указано, нагревается в ОТ. Отметим, что для
нагрева можно использовать как проточную воду, так и закупаемую
периодически (в КО необходимо периодически чистить кожухотрубные охладители и при этом сливать из них воду). В зависимости от
типа воды в КП меняется стоимость 1 м3 воды.
При использовании проточной воды стоимость 1 м3 максимальна, поскольку полная стоимость горячей воды в КП складывается из
стоимости закупки холодной воды, эксплуатационных затрат системы
рекуперации, приходящихся на 1 м3 воды, и из стоимости водоотведения:
Цгор.вод = Цвод +Цэксп +Цводоотв = 23,31+4,06+16,65 = 44,02 р/м3 , (12)
94
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
где Цгор.вод — стоимость горячей воды в КП; Цвод — стоимость холодной воды (в 2011 г.); Цэксп — эксплуатационные затраты на 1 м3 , р/м3 ;
Цводоотв – стоимость водоотведения (в 2011 г.).
При использовании циркуляционной воды в контуре потребителя,
стоимость горячей воды резко снижается и складывается из стоимости периодической закупки воды для контура потребителя, стоимости
периодического водоотведения и стоимости эксплуатационных затрат
1 м3 системы рекуперации:
Цгор.вод1 =
Цвод GVвод Цводоотв GVвод
+
+ Цэксп =
Gвод T
Gвод T
23,31 · 12,707 16,65 · 12,707
+
+ 4,06 = 4,14 р/м3 , (13)
=
12,707 · 500
12,707 · 500
где Цгор.вод1 — стоимость циркуляционной горячей воды в КП, р/м3 ;
GVвод и Gвод — объем, м3 , и расход, м3 /ч, воды в КП; Т — период
смены воды, ч.
Стоимость горячей воды из городской сети составляет 105,45 р/м3 .
Важно отметить, что температура горячей воды согласно данным
работы [8] должна составлять от 60 до 75 ◦ С.
Чтобы рассчитать, через какой срок система рекуперации окупит
себя, необходимо найти выгоду от ее использования в единицу времени.
1. При использовании проточной воды с температурой 10. . . 20 ◦ С:
В1 = Gвод (Цсеть − Цгор.вод ) = 12,707 · (105,45 − 44,02) = 780,59 р/ч.
При использовании проточной воды с температурой 5. . . 10 ◦ С (поскольку температура проточной воды ниже 10. . . 20 ◦ С, то чтобы нагреть воду до 60. . . 75 ◦ С, нужно снизить подачу воды):
B2 = Gвод1 (Цсеть − Цгор.вод ) = 10,166 · (105,45 − 44,02) = 624,49 р/ч.
2. При использовании циркуляционной воды с температурой
10. . . 20 ◦ С:
В3 = Gвод (Цсеть − Цгор.вод1 ) = 12,707 · (105,45 − 4,14) = 1287,35 р/ч.
Окупаемость системы рекуперации вычисляется по формуле
T = Sсист /В.
(14)
Экономические показатели компрессорной станции с системой рекуперации представлены на рис. 8–11.
На рис. 11 введены следующие обозначения: 1 и 2 — эксплуатационные затраты КС без системы и с системой рекуперации, в КП
используется проточная вода с температурой 5. . . 10 ◦ С; 3 и 4 — эксплуатационные затраты КС с системой рекуперации, в КП используется
проточная вода с температурой 10. . . 20 ◦ С и циркуляционная вода.
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
95
Рис. 8. Стоимость горячей воды:
1 — городская сеть, 2 и 3 — контуры с проточной и циркулирующей водой
Рис. 9. Выгода системы рекуперации:
1 и 3 — при закупке проточной воды с температурой
10. . . 20 ◦ С и 5. . . 10 ◦ С; 2 — контур с циркулирующей водой
Рис. 10. Срок окупаемости
системы рекуперации:
1 и 2 — при закупке проточной воды с температурой
10. . . 20 ◦ С и 5. . . 10 ◦ С; 3 —
контур с циркулирующей водой
Рис. 11. Эксплуатационные затраты КС
Заключение. Проведен сравнительный анализ схем охлаждения
компрессорной установки, результатом которого является выбор параллельной схемы, в которой достигается минимальная возможная в
данных условия температура воздуха на всасывании второй ступени, наибольший температурный диапазон масла, наименьшее количе96
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
ство масла, наибольшее количество рекуперируемой теплоты. Рассчитан кожухотрубный теплообменник с учетом потерь в межтрубном
пространстве, что позволяет сократить расходы на доводку опытного
образца.
Суммарная мощность рекуперации составляет от 520,5 до 578,4 кВт.
При этом достигается снижение эксплуатационных затрат компрессорной станции до 30 %. Система рекуперации окупается максимум
за 1,4 года.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. М и н и с т е р с т в о энергетики Российской Федерации [Электронный ресурс] / Центр информационных технологий Правительства РФ. – М.: 2010. –
Режим доступа: http://minenergo.gov.ru
2. П л а с т и н и н П. И. Поршневые компрессоры. Т. 1. Теория и расчет. – М.:
Изд-во “КолосС”, 2006.
3. Б а ж а н П. И. Справочник по теплообменным аппаратам. – М.: Машиностроение, 1989.
4. Ш л ю н д е р У. Справочник по теплообменникам. Т. 2. – М.: Энергоиздат,
1987.
5. И о ф ф е И. Л. Проектирование процессов и аппаратов химической технологии: Учеб для техникумов. – Л.: Химия, 1991.
6. М и х е е в М. А., М и х е е в а И. М. Основы теплопередачи. – М.: Энергия,
1977.
7. М и х е е в М. А. Расчетные формулы конвективного теплообмена // Изв. АН
СССР. Энергетика и транспорт. – 1966. – № 5. – С. 96–105.
8. П о с т а н о в л е н и е Правительства РФ от 06.05.2011 N 354.
Статья поступила в редакцию 15.06.2011
+
ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2011.
97
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа