Термодинамика и теплопередача в технологических процессах нефтяной и газовой промылшенности
.pdfТермодинамика в технологических процессах… |
111 |
пароводяной смеси также повышается с р2 до р1. Однако для того, чтобы уменьшить работу на сжатие, целесообразно полностью сконденсировать пар в конденсаторе и затем сжимать не пароводяную смесь, а выходящую из конденсатора воду. Описанный цикл паросиловой установки называется циклом Ренкина с перегревом пара (рисунок 1.49).
Цикл Ренкина с перегревом пара состоит из изобары (4–1), где подводится теплота в котельной установке, адиабаты (1–2) расширения пара в паровой турбине, изобары (2–3) отвода теплоты в холодильнике-конденсаторе и изохоры (3–4) повышения давления воды в насосе. Линия (4–а) на изобаре соответствует процессу
повышения температуры жидкости после насоса до температуры кипения ts при
давлении р1. Участок (a–b) соответствует превращению кипящей жидкости в сухой насыщенный пар, а участок (b–1) – процессу подвода теплоты в пароперегревателе для превращения сухого насыщенного пара в перегретый.
а |
б |
Рис. 1.49. Циклы паросиловых установок в координатах p-v (а) и Т-s (б): Карно (a-b-c-d-a) и Ренкина (a-b-c-3-4-a) во влажном паре;
Ренкина с перегретым паром (1-2-3-4-1)
Работа, совершаемая паром в турбине, равна разности энтальпий пара до и после турбины
wт = h1 − h2 . |
(1.331) |
Работа, затраченная на сжатие воды в насосе, определяется так же по разности энтальпии рабочего тела в точках 4 и 3.
В координатах р-v эта работа определяется площадью e-3-4-f (рисунок 1.49a). Эта работа весьма мала по сравнению с работой турбины.
Полезная работа цикла равна работе турбины wт за вычетом работы, затрачиваемой на привод насоса wн
wц = wт − |
|
wн |
|
≈ wт = h1 − h2 . |
(1.332) |
|
|
112 |
Часть 1 |
Удельное количество теплоты q1, подведенной в котле и пароперегревателе, определяется из первого начала термодинамики (работа при этом не совершается) как разность энтальпий рабочего тела в процессе подвода теплоты
q1 = h1 − h4 , |
(1.333) |
где h4 – энтальпия горячей воды на входе в паровой котел при давлении р1 практически равна по величине энтальпии кипящей воды в точке (3), т.е. h4 h3.
Сопоставляя соотношения (1.332) и (1.333), можно определить термический КПД цикла Ренкина как отношение полезно полученной работы в цикле к количеству подведенной теплоты
ηt |
= |
wт |
= |
h1 |
− h2 |
. |
(1.334) |
q1 |
h1 |
|
|||||
|
|
|
− h4 |
|
Другая важная характеристика паросиловой установки – удельный расход пара d, который характеризует количество пара [6], необходимого для выработки 1 кВт·ч энергии (3600 Дж), и измеряется в кг/(кВт ч) .
Удельный расход пара в цикле Ренкина равен
d = |
3600 |
= |
3600 |
. |
(1.335) |
|
|
||||
|
w |
|
h − h |
|
|
|
т |
1 2 |
|
|
Удельный расход пара определяет размеры агрегатов: чем он больше, тем больше пара приходится вырабатывать для получения той же мощности.
Пути повышения экономичности паросиловых установок
Термический КПД цикла Ренкина даже в установках с высокими параметрами пара не превышает 50%. В реальных установках из-за наличия внутренних потерь в двигателе значение КПД еще меньше.
Существуют два пути повышения экономичности паросиловых установок: повышение параметров пара перед турбиной и усложнение схем паросиловых установок.
Первое направление приводит к увеличению теплоперепада в процессе расширения пара на турбине (h1 – h2) и, как следствие, к увеличению удельной работы и КПД цикла.
При этом теплоперепад по турбине можно дополнительно увеличить, снижая противодавление в конденсаторе установки, т.е. уменьшая давление р2.
Повышение экономичности паросиловых установок этим путем связано с решением ряда трудных технических задач, в частности, использования высоколегированных, жаропрочных материалов для изготовления турбины.
Эффективность использования паросиловой установки можно значительно повысить за счет использования теплоты отработавшего пара для отопления, горячего водоснабжения, сушки материалов и т. д. С этой целью охлаждающую воду (рисунок 1.50), нагретую в конденсаторе (4), не выбрасывают в водоем, а прокачивают
Термодинамика в технологических процессах… |
113 |
через отопительные установки теплового потребителя (6). В таких установках станция вырабатывает механическую энергию в виде полезной работы L1 на валу турбины (3) и теплоту Qт.п для отопления. Такие станции называют теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Комбинированная выработка тепловой и электрической энергии – один из основных методов повышения эффективности тепловых установок.
Повысить КПД паросиловой установки по сравнению с циклом Ренкина можно за счет применения так называемого регенеративного цикла (рисунок 1.51).
В этой схеме питательная вода, поступающая в котел (1), нагревается паром, частично отбираемым из турбины (3). По этой схеме пар, полученный в котле (1) и перегретый в пароперегревателе (2), направляется в турбину (3), где происходит его расширение до давления в конденсаторе (4). Однако часть пара после совершения им работы из турбины и направляется в регенеративный подогреватель (6), где в результате конденсации он подогревает питательную воду, подаваемую насосом (5) в котел (1).
Рис. 1.50. Схема установки для совместной |
Рис. 1.51. Схема паросиловой установки |
выработки механической энергии |
с регенеративным подогревом |
и теплоты |
питательной воды |
1 – парогенератор; 2 – пароперегреватель; 3 – паровая турбина; 4 – конденсатор; 5 – питательный насос; 6 – тепловой потребитель (регенеративный подогреватель)
Сам конденсат после регенеративного подогревателя поступает на вход насоса (5) или в конденсатор (4), где он смешивается с конденсатом пара, прошедшего через все ступени турбины. Таким образом, в котел поступает такое же количество питательной воды, какое и выходит из него в виде пара.
Из диаграмм (рисунок 1.52) видно, что каждый килограмм пара, входящий в турбину, расширяется от давления р1 до давления р2, совершая работу w1=h1 – h2. Пар в количестве (1 – g) долей килограмма расширяется до конечного давления p3, совершая работу w2=h2 – h3.
114 |
Часть 1 |
а |
б |
Рис. 1.52. График адиабатного расширения пара в турбине с промежуточным отбором (а) и изменения количества пара (б)
Общая работа 1 кг пара в данном цикле будет определяться, как сумма
w = w1 + w2 = h1 − h2 + (h2 − h3 ) (1− g) = h1 − h3 − (h2 − h3 ) g , (1.336)
где g – доля пара отбираемого из турбины и подаваемого в регенератор.
Уравнение показывает, что использование регенерации теплоты приводит к уменьшению удельной работы расширения по сравнению с циклом Ренкина с теми же параметрами пара.
Однако расчеты показывают, что работа в регенеративном цикле уменьшается медленнее, чем расход теплоты на получение пара при наличии регенерации, поэтому КПД паросиловой установки с регенеративным подогревом в итоге выше КПД обычного цикла.
Применение пара высоких и сверхвысоких давлений с целью повышения КПД вызывает затруднение: влажность его на последних ступенях турбины получается настолько высокой, что заметно снижает КПД турбины, вызывает эрозию лопаток, может служить причиной выхода их из строя.
Поэтому в установках с высокими параметрами пара приходится применять так называемый промежуточный перегрев пара, что также ведет к повышению КПД установки (рисунок 1.53).
В паросиловой установке с промежуточным перегревом пара, после расширения в турбине высокого давления (3) пар отводится в специальный пароперегреватель (7), где он вторично подогревается при давлении ррп до температуры
t1′′ , которая обычно несколько ниже, чем температура t1. Перегретый пар посту-
пает в турбину низкого давления (4), расширяется в ней до конечного давления р2 и направляется в конденсатор (5) (рисунок 1.53).
Термодинамика в технологических процессах… |
115 |
Рис. 1.53. Схема паросиловой установки с промежуточным перегревом пара: 1 – парогенератор; 2 – пароперегреватель; 3 – турбина высокого давления (ТВД); 4 – турбина низкого давления (ТНД); 5 – конденсатор; 6 – питательный насос; 7 – промежуточный пароперегреватель; 8 – потребитель
Влажность пара после турбины при наличии перегрева пара значительно меньше, чем она была бы без него (x1>x2) (рисунок 1.54).
а |
б |
Рис. 1.54. Процесс расширения пара в установке с промежуточным перегревом
Промежуточный перегрев в реальных условиях дает повышение КПД примерно на 4%. Этот выигрыш получается как за счет повышения относительного КПД турбины низкого давления, так и за счет увеличения суммарной работы расширения пара по турбине низкого и высокого давлений. Дело в том, что сумма отрезков 1−1′ и 1′′ − 2 , характеризующих работу соответственно турбин высокого и низкого давлений, больше отрезка 1 – e, характеризующего работу расширения в турбине установки, в которой не применяется промежуточного перегрева пара (рисунок 1.54).
116 |
Часть 1 |
1.14. Циклы холодильных машин и тепловых насосов
Холодильные машины предназначены для охлаждения тел до температуры ниже температуры окружающей среды. Чтобы осуществить такой процесс, необходимо от тела отвести теплоту и передать ее в окружающую среду за счет работы, подводимой извне.
Холодильные машины (установки) широко используются в газовой промышленности при подготовке газа к транспорту в установках комплексной подготовки газа (УКПГ), для охлаждения газа на компрессорных станциях магистральных газопроводов, проложенных в районах многолетнемерзлых пород, при переработке природного газа, при получении и хранении сжиженного природного газа и т.д.
Теоретически наиболее выгодный цикл холодильной машины – обратный цикл Карно. Однако цикл Карно в холодильных установках не используется изза конструктивных трудностей, которые возникают при реализации этого цикла, и, кроме того, влияние необратимых потерь работы в реальных холодильных машинах настолько велико, что сводит на нет преимущества цикла Карно.
Паровая компрессионная холодильная установка
Для получения неглубокого холода наибольшее распространение получили паровые компрессионные установки (рисунок 1.55). В качестве рабочего тела в таких установках используют хладоагенты – низкокипящие жидкости (аммиак, хладон, пропан-бутановая смесь и др.).
а |
б |
Рис. 1.55. Схема (а) и цикл паровой компрессионной холодильной установки в координатах T-s (б)
Холодильная установка (рисунок 1.55а) состоит из холодильной камеры (5), где должна быть температура ниже температуры окружающей среды, компрессора (1), испарителя (4), конденсатора (2) и регулирующего дроссельного вентиля (3).
При работе паровой компрессионной холодильной установки компрессор засасывает из испарителя хладоагент в виде влажного насыщенного или сухого
Термодинамика в технологических процессах… |
117 |
насыщенного пара при давлении выше атмосферного p1 > pо.с и отрицательной температуре t1 < 0 (точка 1), и адиабатически его сжимает (1–2) до более высоко-
го давления р2. (рисунок 1.55б). В конце сжатия (2) температура хладоагента уже положительна и превышает температуру охлаждающей воды, которая в данной установке играет роль окружающей среды t2 > tо.с. . При этих параметрах компрес-
сор подает рабочее тело (перегретый пар) в конденсатор, где охлаждающая среда (вода или воздух) отнимает от него теплоту перегрева (2–3) и парообразования (3–4). Вследствие этого пар при давлении p2 = idem полностью конденсируется (точка 4). Конденсат проходит через вентиль (рисунок 1.55а), в котором он дросселируется в изоэнтальпийном процессе (h = idem) до давления p1 (4–5) и поступает в испаритель, где испаряется (5–1), отбирая теплоту от охлаждаемых тел. Затем рабочее тело вновь поступает в компрессор и цикл повторяется.
Вустановках большой мощности между холодильной камерой (5) и испарителем (4) циркулирует рассол, отбирающий от охлаждаемых тел в камере (5) теплоту q2. Эта теплота в испарителе (4) используется для испарения хладоагента.
Вустановках малой мощности, например, в домашних холодильниках, испаритель располагается в самой холодильной камере и, надобность в рассоле отпадает. В диаграмме Т–s значению отводимого от охлаждаемых тел количеству теп-
лоты q2 в холодильной камере соответствует площадь с-5-1-а; работе lц, затрачиваемой в компрессоре на сжатие пара, соответствует площади цикла 1-2-3-4-5-1.
Количество теплоты, передаваемое охлаждаемой воде или атмосферному
воздуху (q1= q2+ lц), определяется площадью фигуры с-а-1-2-3-4-5-с. Термодинамическая эффективность холодильных машин определяется холо-
дильным коэффициентом χt . Холодильный коэффициент (1.157) определяется
как отношение количества теплоты q2, отводимой от охлаждаемого тела, к затраченной в цикле работе lц
χt = q2 lц . |
(1.337) |
Температура в холодильной камере холодильной установки зависит от положения регулирующего дроссельного вентиля (3). Так, при необходимости уменьшить эту температуру вентиль дополнительно прикрывается, в результате чего происходит более глубокое дросселирование, а, следовательно, и охлаждение рабочего тела до более низкой температуры (рисунок 1.55б). При этом процесс отвода теплоты от охлаждаемого тела будет происходить при более низкой температуре рабочего тела (5'–1').
Экономичность установки (χ) снижается в силу уменьшения величины q2 и увеличения работы lц, затрачиваемой на привод компрессора (соотношение 1.337).
Воздушная холодильная установка
Для более глубокого охлаждения тел (получения более глубокого холода) используется воздушная холодильная установка (рисунок 1.56).
118 |
Часть 1 |
Рис. 1.56. Схема, p-v и T-s диаграммы воздушной холодильной установки
Принцип действия воздушной холодильной установки основан на расширении предварительно сжатого и охлажденного воздуха. Воздух из холодильной камеры (4) под давлением p1 поступает в компрессор (1), где адиабатно сжимается (1–2) до давления p2 и температуре T2.
Сжатый воздух подается в теплообменник (2), где охлаждается проточной водой до температуры T3 (2–3), и подается в турбодетандер (3), где адиабатно расширяется (3–4) до давления p1, при этом температура рабочего тела понижается до значения T4.
Охлажденный воздух поступает в холодильную камеру, где нагревается до температуры T1 (4–1).
Удельное количество теплоты, переданное охлаждающей воде, может быть определено по соотношению
q1 |
|
= cpm (T2 − T3 ) , |
(1.338) |
|
удельное количество теплоты, отведенное от воздуха в холодильной камере, по формуле
q2 |
|
= cpm (T1 − T4 ), |
(1.339) |
|
а удельная работа цикла при условии постоянства теплоемкости рабочего тела ( cpm = idem ) может быть рассчитана из выражения
lц = |
|
l1,2 |
|
− |
|
l3,4 |
|
= |
|
q1 |
|
− |
|
q2 |
|
= cpm (T2 − T3 − T1 + T4 ) |
(1.340) |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
или, поскольку для адиабатных процессов (1–2) и (3–4) справедливы следующие соотношения температур:
T1 T2 = T4 T3 ; T1 T4 = T2 T3 , |
(1.341) |
Термодинамика в технологических процессах… |
119 |
или определена по формуле
l |
= c |
|
(T |
−T ) |
1− |
T3 |
. |
(1.342) |
pm |
|
|||||||
ц |
|
2 |
1 |
|
T2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
При использовании соотношений (1.339), (1.342) холодильный коэффициент воздушной холодильной может быть определен из формулы
χ |
|
= q |
l |
= (T − T )/[(T − T ) (1− |
T3 |
)] = |
T1 |
. |
(1.343) |
|
t |
|
|
||||||||
|
2 |
ц |
1 4 |
2 1 |
T2 |
T2 − T1 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
Отметим, что вследствие малой теплоемкости воздуха, удельная холодопроизводительность воздушных холодильных установок достаточно низкая.
Абсорбционная холодильная установка
Иногда для осуществления цикла холодильной машины целесообразнее расходовать не механическую работу, как это было в рассмотренных типах холодильных машин, а теплоту, отбираемую, к примеру, от уходящих продуктов сгорания газотурбинных установок.
Холодильные машины, в которых для понижения температуры тел до температуры ниже температуры окружающей среды используется теплота отработавших продуктов сгорания, называются абсорбционными холодильными установками (рисунок 1.57).
Абсорбционные холодильные установки используют в качестве рабочего тела хладоагенты и их растворы. В качестве хладагента в абсорбционных холодильных установках может быть использован аммиак (вода) а в качестве растворителя (абсорбента) – вода (раствор бромистого лития).
Рис. 1.57. Схема и идеализированная T-s диаграмма абсорбционной холодильной установки
120 |
Часть 1 |
В генераторе (1) к водоаммиачному раствору (рисунок 1.57) подводится теплота от внешнего источника (отработавшие продукты сгорания) при давлении p1 . Подводимая теплота qг идет на испарение рабочего тела: в этом процессе
образуется пар с высокой концентрацией аммиака и с температурой T2 . Пар из
генератора поступает в конденсатор (2), где конденсируется при температуре T5, передавая теплоту охлаждающей воде qк.
Конденсат проходит через дроссельный вентиль (3), на выходе из которого рабочее тело имеет давление p2 и температуру T6, значение которой меньше, чем температура в холодильной камере. В испарителе (4) раствор испаряется за счет подвода теплоты q0 от охлаждаемого объема (5). Из испарителя пар поступает в абсорбер (6), где поглощается при температуре T3 абсорбером, поступающим из генератора через вентиль (8), отдавая теплоту абсорбции qа охлаждающей воде, проходящей через змеевик. Вследствие поглощения пара, концентрация хладагента (аммиака) в растворе повышается. Насосом (7) раствор из абсорбера (6) подается в генератор.
При идеализации работы цикла рассматриваемой установки (полная обратимость процессов, полное выпаривание хладагента из абсорбера) рабочий процесс в ней можно представить в виде совокупности прямого (1-2-3-4) и обратного (5-6-7-8) циклов Карно. Эффективность работы абсорбционной машины можно оценить тепловым коэффициентом
ξ |
|
q0 |
|
. |
(1.344) |
|
|
||||
|
|
|
|||
|
|
qг |
|
Следовательно, чем больше отбирается удельной теплоты от охлаждаемого объема при фиксированном количестве подведенной теплоты в генераторе, тем выше экономичность холодильной установки. Действительный цикл абсорбционной холодильной установки характеризуется необратимостью процессов, что приводит к некоторому снижению теплового коэффициента абсорбционной хо-
лодильной машины ξ .
Тепловой насос
Тепловой насос – устройство для переноса энергии от источника низкопотенциальной энергии (с низкой температурой) к потребителю (теплоносителю) с более высокой температурой.
Схема и термодинамический цикл теплового насоса аналогичны паровой компрессионной холодильной машине (рисунок 1.55).
Однако если в холодильной машине основной целью является производство холода путём отбора теплоты из какого-либо объёма испарителем, а конденсатор осуществляет сброс теплоты в окружающую среду, то в тепловом насосе картина обратная. Конденсатор является теплообменным аппаратом, выделяющим теплоту для потребителя, а испаритель – теплообменным аппаратом, утилизирующим низкопотенциальную теплоту: вторичные энергетические ресурсы