CC BY
37
Анализ эффективности холодильных установок судов-газовозов термоэкономическим методом
Д-р техн. наук В.Н.ЭРЛИХМАН, канд. техн. наук В.И.МИЛЯЕВ Калининградский государственный технический университет
A thermo-economic model of a cascade refrigeration plant of gas carrier, taking into account its relationship with fuel-energy complex of the ship is presented. The use of the value of fuel consumption, taking into consideration integrally the fuel consumption for electrical energy production and the weight of the refrigerating plant and of the fuel-energy complex of the ship, ensuring its operation, was substantiated as the criterion of optimization of marine refrigeration plants. Optimum temperature drops in a condenser-evaporator and a condensing temperature during ethylene transportation and the use of freon R22 and the ozone-safe propane as a refrigerant of the upper cascade have been determined.
Рост морских перевозок углеводородных газов (метана, этана, пропана, бутана, этилена, пропилена и др.), широко используемых в химической промышленности и энергетике, вызвал в последние годы интенсификацию использования существующих, а также строительство новых судов-газовозов со значительным (более 100000 м3) объемом грузовых танков.
С целью сокращения толщины и массы грузовых танков, а также обеспечения условий более безопасного транспортирования этих пожаро- и взрывоопасных газов они перевозятся в сжиженном насыщенном состоянии при атмосферном давлении и низких температурах, которые обеспечиваются холодильными установками, называемыми установками повторного сжижения газов (УПСГ).
УГ1СГ, как правило, оснащены поршневыми крейц-копфными компрессорами и кожухотрубными теплообменными аппаратами. Они являются крупными потребителями энергии, обладают значительной массой и занимают большой объем, в связи с чем повышение их эффективности представляет важную задачу экономии топливно-энергетических ресурсов.
Повышение эффективности УПСГ возможно как путем совершенствования процессов в отдельных ее элементах (интенсификация процессов и поиск новых конструктивных решений), так и выбором наиболее рационального режима при проектировании и эксплуатации всей установки в целом.
Оптимизация режима работы УПСГ включает ряд этапов: выбор критерия оптимизации, оптимизирующих переменных, метода оптимизации и выполнение оптимизационных расчетов. При этом необходимо учитывать особенности УПСГ, к которым относятся:
• переменная, часто меняющаяся тепловая нагрузка, зависящая от вида транспортируемого газа и района плавания;
• наличие на борту судна собственной электростанции и запасов топлива для выработки электроэнергии на привод механизмов и машин УПСГ, что предполагает
рассмотрение УПСГ во взаимосвязи с энергетической установкой и запасом топлива;
• ограничения по массовым и габаритным показателям оборудования.
В качестве целевой функции при решении задачи оптимизации судовых холодильных установок используют различные критерии: конструктивные, экономические, технологические и др. Это могут быть приведенные затраты; критерий общей эффективности, представляющий отношение приведенных затрат на эксплуатацию холодильной установки к массе продукции, подвергаемой холодильной обработке; потребляемая мощность; масса установки; отношение потребляемой энергии к массе установки; время выхода на режим и т.п.
Принимая во внимание вышеперечисленные особенности УПСГ, целесообразно в качестве критерия их оптимизации использовать топливопотребление на транспортирование груза за рейс судна, которое одновременно является техническим и экономическим показателем, поскольку учитывает не только потребление энергии, но и массу оборудования |6|, что имеет чрезвычайно важное значение для судов.
Топливо расходуется на выработку электроэнергии в дизель-генераторах для привода оборудования УПСГ, а также на транспортирование этого оборудования и ди-зель-генераторов. В свою очередь, транспортирование запаса топлива вызывает потребность в дополнительном количестве топлива, которое увеличивает массу судна и требует увеличения мощности и массы главного двигателя и соответственно дополнительного запаса топлива и т.д.
При увеличении перепада температур в каком-либо теплообменном аппарате судовой холодильной установки, с одной стороны, увеличивается расход топлива на выработку электроэнергии для привода компрессоров и транспортирование дополнительной массы топлива, компрессоров, дизель-генераторов, главного двигателя и судна, а с другой стороны, расход топлива сокращается за счет уменьшения массы аппарата и топлива на его транспортирование.
Рис. 1. Функциональная схема судовой установки повторного сжиженного газа:
1 — компрессор верхнего каскада; 2 — конденсатор верхнего каскада; 3 — насос охлаждающей воды;
4 — регулирующий вентиль верхнего каскада;
5, 6 - двухступенчатый компрессор нижнего каскада;
7 — конденсатор-испаритель; 8 — регулирующий вентть нижнего каскада.
Ун, 1н, т, 2н, 5н, 6н, 1'в, 1в, 2в, 5в, 6в — точки цикла нижнего и верхнего каскадов в диаграмме Г-5, рис. 2
Для определения оптимальных режимов работы холодильных установок, как правило, применяют техникоэкономический метод решения задачи, недостатком которого является невозможность одновременного учета связи межту термодинамическими потерями и экономическими затратами в установке. Указанный недостаток устранен в термоэкономическом методе, получившем распространение при оптимизации энергетических систем и теоретически обоснованном и распространенном на холодильные установки В. В. Оносовским [2, 3].
Термоэкономический метод был применен нами для решения задачи оптимизации режима работы каскадных УПСГ при транспортировании сжиженного этилена (К1150), имеющего нормальную температуру кипения — 104 °С и являющегося холодильным агентом нижней ветви каскада.
Функциональная схема установки приведена на рис. 1, а цикл ее работы в диаграмме Г— л представлен на рис. 2.
Установка состоит из компрессора ступени низкого давления нижнего каскада 5, компрессора ступени высокого давления нижнего каскада 6, конденсатора-испарителя 7, который служит конденсатором нижней ветви каскада и испарителем верхней ветви каскада, компрессора верхней ветви 1, конденсатора 2, насоса подачи охлаждающей воды в конденсатор 3, регулирующих вентилей 4 и .V верхней и нижней ветвей соответственно.
Рис. 2. Термодинамический цикл каскадной УПСГ:
Т0И, р"он — температура и давление кипения нижнего каскада; Т , рт — промежуточные температура и давление конденсации нижнего каскада;
Т, р"н — температура и давление конденсации нижнего каскада; Ток, р"ов — температура и давление кипения верхнего каскада; Тв, р"в — температура и давление конденсации верхнего каскада; Тт, Тив— температура переохлаждения в нижнем и верхнем каскадах;
АТГИ, АТ1!В— переохлаждение жидкости перед дросселированием в обоих каскадах; А ТИ, А Тв— перегрев пара на всасывании компрессоров обоих каскадов;
1’0С — температура забортной воды;
©С£— температурный напор в конденсаторе-испарителе;
0 — температурный напор в конденсаторе верхнего каскада
Для упрощения построения термоэкономической модели УПСГ были приняты следующие упрощения:
'Уне учитывали потери давления в трубопроводах при транспортировке рабочего тела и других сред, а также теплопритоки к ним;
'/не учитывали теплообмен рабочего тела с окружающей средой в компрессорах и теплообменных аппаратах через их наружную поверхность;
Уперегрев всасываемого компрессорами пара и переохлаждение жидкого хладагента перед регулирующими вентилями не оптимизировались, так как перегрев пара на всасывании обусловлен правилами безопасной эксплуатации УПСГ, а переохлаждение осуществляется в конденсаторе и определяется выбранной теплопередающей поверхностью;
Умассы запорной арматуры, регулирующих вентилей, трубопроводов, вспомогательного оборудования и хладагента, необходимого для первоначальной заправки системы, являются постоянными, не зависящими от режима работы УПСГ.
В случае необходимости предлагаемая методика определения оптимального режима работы УПСГ позволяет учесть вышеперечисленные факторы.
Учитывая, что в холодильных установках энергия пе-
Рис. 3. Термоэкономическая модель комплекса УПСГ —ДГ—Т
редается в форме теплоты и механической работы, в качестве обобщенной термодинамической характеристики принята эксэргия е, а экономические затраты оценивались величиной топливопотребления.
Принимая во внимание вышеизложенное, разработана термоэкономическая модель УПСГ с учетом ее взаимосвязи с судовым энергетическим комплексом, включающим дизель-генераторы ДГ и запас топлива Т, обеспечивающий выработку электроэнергии (УПСГ — ДГ — Т).
Термоэкономическая модель судовой каскадной УПСГ представлена на рис. 3 в виде отдельных последовательно соединенных зон, ограниченных контрольной поверхностью.
Зона 1 включает в себя компрессор верхней ветви каскада с электродвигателем, конденсатор, насос для подачи охлаждающей воды с электродвигателем и регулирующий вентиль нижней ветви каскада. Зона 2— компрессоры двух ступеней нижней ветви, конденсатор-испаритель и регулирующий вентиль нижней ветви. Зона 0— дизель-гене-ратор.
В каждую зону вводятся массовые характеристики соответствующего оборудования: компрессора верхней ветви МЦ, конденсатора Мп, насоса охлаждающей воды Л/п, компрессоров нижней ветви М2\ и Л/22, конденсатора-испарителя Л/23, дизель-генератора М0.
К различным зонам термоэкономической модели комплекса подводится эксэргия для привода электродвигателей компрессоров еп, е2\, е22 и насоса охлаждающей воды еп.
Кроме того, через контрольную поверхность вводится топливо А/1, количество которого определяется суммой: М' = + А/дГ + Му (запасы топлива на выработку элек-
троэнергии, транспортирование дизель-генератора и
УПСГ); М12..МТ‘ (дополнительный запас топлива для транспортирования топлива ^ '); ^л'-^лр Мд],...
МТ\2- (запас топлива для транспортирования дополнительной массы судна АМС1,АМС2..., работы главного двигателя ДЛгГдрЛЛгГД2,. . и массы главного двигателя ЛЛ/,.Д|)
ЛЛ/ГД2,.обусловленных необходимостью размещения и транспортирования дополнительного запаса топлива МТ2...МТ‘).
Топливопотребление определяли по формуле [3]:
м. =■
М,
А т
І+-
I -Ах,
-(2 + тЫ)
Ах.
1 — Лх.
-(2 + тЫ)
(і)
где А — удельный расход топлива на транспортирование единицы массы в единицу времени, кгт/(кг ч); тр — продолжительность рейса судна, ч;
Мх — масса УПСГ, кг,
§ — удельный расход топлива на производство 1 кВт ч электроэнергии, кгт/(кВт ч);
УУХ — мощность, потребляемая УПСГ, кВт; тЯГ — удельная масса дизель-генератора, кг/кВт; т — удельная масса главного двигателя, кг/кВт;
/V — удельный расход мощности на транспортирование единицы массы, кВт/кг.
Оптимизационные расчеты выполняли в программе Ма^САО для условий использования в каскадной УПСГ поршневых крейцкопфных компрессоров и кожухотрубных теплообменных аппаратов и для двух хладагентов верхней ветви: К22 и пропана 11290. Температуру конденсации этилена в конденсаторе-испарителе принимали 220...270 К при изменении температурных перепадов в конденсаторе верхней ветви каскада 0си в конденсаторе-испарителе 0се в пределах 4... 15 К. Холо-допроизводительность УПСГ варьировалась в пределах {20 = 100...600 кВт, а температура забортной воды 288...306 К.
Для компьютеризации многовариантных расчетов были получены математические зависимости изменения основных термодинамических параметров груза (этилена Ш 150), К22 и И.290 в насыщенном и перегретом состоянии [5|.
Рис.
М(, кг 46000
44000 42000 40000 38000 36000 34000 32000 30000
230 235 240 245 250 255 260 265 Тк, К
4. Зависимость топливопотребления от температуры конденсации
М. кг 41000
39000
37000
35000
33000
31000
29000
27000
235
Л
240 245 250 255 260 265 Т„, К
р — ехр а
К
Т + с
103
1-
V ч> /
(2)
М„ кг I 35000 34000 33000 32000 31000 30000
R 290
R 22
Рис. 5. Зависимость массы холодильной установки и топливопотребления от температуры конденсации этилена (при использовании Я22 в верхней ветви каскада)
Для температурных зависимостей давления насыщения р" (Па) и скрытой теплоты парообразования г (кДж/кг) были использованы классические уравнения 11|:
а энтальпии, энтропии и плотности насыщенной жидкости — полиномы вида
/' = а?г + Ь'Т + с,, л-' = а,Т + Ь, и р' = а?Т2 + ЬрТ + ср ■ (3)
Уравнения для вычисления плотности сухого насыщенного пара и энтальпии перегретого пара были приняты в следующем виде:
р" = схр(^,1пГ+ *,,), |" = (а,1р + 6„Х7'-273,15)+(с,1/> + </1|). (4)
Коэффициенты а, Ь, с и с1 с соответствующими индексами в формулах (2) — (4) были определены в результате обработки табличных данных свойств хладагентов методом наименьших квадратов.
Погрешность вычислений по приведенным формулам с использованием полученных коэффициентов не превышает 1,5 %.
В результате оптимизационных расчетов установлено, что топливопотребление при использовании в верхнем каскаде Я22 и 11290 практически прямо пропорционально холодопроизводительности и зависит главным образом от температуры конденсации этилена и перепада температур в конденсаторе-испарителе, оптимальное значение которого составляет 0ис = 3...5 К.
Из рис. 4, на котором представлены зависимости топливопотребления от температуры конденсации этилена для различных перепадов температур в конденсаторе-испарителе при применении в верхнем каскаде И22, следует, что оптимальная величина температур конденсации этилена в конденсаторе-испарителе составляет 252...260 К, увеличиваясь на 2,5 К с повышением перепада температур на каждые 2 К.
Расчеты показывают, что при использовании разных критериев оптимизации оптимальныетемпературы конденсации различны (рис. 5).
235 240 245 250 255 260 265 Тк, К
Рис. б. Зависимость топливопотребления М от температуры конденсации хладагента R1150 нижнего каскада У11СГ
Так, при использовании в качестве критерия оптимизации величины топливопотребления оптимальное зна-чениетемпературы конденсации на ~5 К выше, чем при применении в качестве критерия оптимизации массы УПСГ.
Сравнительный анализ топливопотребления при использовании в верхнем каскаде R22 и R290 показывает, что оптимальные значения температуры конденсации мало отличаются (рис. 6) и составляют соответственно 251 К и 252 К. При этом топливопотребление при применении пропана (R290) увеличивается, но не более чем на 1,2%.
Таким образом, установлено, что:
V при применении разных критериев оптимизации оптимальные значения параметров работы УПСГ не совпадают;
У при оптимизации судовых холодильных установок в качестве критерия оптимизации наиболее целесообразно использовать величину топливопотребления, одновременно учитывающую технические и экономические показатели.
Список литературы
1. Бадылькес И.С. Свойства холодильных агентов - М.: Пищевая промышленность, 1974.
2. Оносовский В.В., Сергуткин С.В. Комплексная оптимизация судовых холодильных установок // Холодильная техника. 1986. № 10.
3. Оносовский В.В. Моделирование и оптимизация холодильных установок — Л.: Изд-во Ленижрадского университета, 1990.
4. Эрлихман В.II., Миляев В.И., Лилиенблюм В. Теплоэнергетические характеристики холодильной установки судна-газовоза// Вестник Международной академии холода. 2001. №3.
5. Эрлихман В.Н., Смертин В М., Миляев В.И Математические зависимости для расчета термодинамических свойств некоторых холодильных агентов каскадных холодильных машин // Материалы конференции Московского государственного университета прикладной биотехнологии. М., 2004.
6. Erlihman V.N., Miliajev V.J. Optimization о Г Refrigerating Plants on Board by Fuel Consumption // Transport Means 2004: Proceedings of the International Conference / Kaunas University of Technology. Kaunas, Lithuania, 2004.
