CC BY
84
УДК 621.577
Физическая модель теплонасосных опреснителей соленой воды
Д-р техн. наук И. М. КАЛНИНЬ, А. С. ЖЕРНАКОВ
Московский государственный университет инженерной экологии 107066, Москва, ул. Старая Басманная, 21/4 Канд. техн. наук С. Б. ПУСТОВАЛОВ Научно-производственная фирма «ЭКИП»
111020, Москва, ул. Солдатская, 3
The current stage of civilization development is characterized by an increasing deficit of sweet water. Salt water desalination is one of the most important problems of humanity. Desalters of different mechanisms are developed and used in the world. There are distillation (evaporating) and membrane desalters.
Offered heat pump desalters (HPD) of salt water are a new type of evaporation desalters, in which generation and recuperation of heat phase transformations of water by using inverse thermodynamic cycle of heat pump with the low-boiling freon.
In spite of the existence of patents and some publications on the heat pump desalters, their physical model, opening patterns and correlation of processes is not developed.
This paper is reported results of the analysis processes of heat pump desalter and its physical model, which build into the calculation and design.
Key words: salt water desalination, heat pump, thermodynamic cycle, generation and recuperation of heat, evaporator desalter, physical model of desalter, heat transfer.
Ключевые слова: опреснение соленой воды, тепловой насос, термодинамический цикл, генерация и рекуперация тепла, выпарной опреснитель, физическая модель опреснителя, теплоотдача.
Пресная вода является одним из важнейших природных ресурсов и сырьем для различных отраслей промышленности, энергетики, муниципального водоснабжения и сельского хозяйства. Современный этап развития цивилизации характеризуется нарастающим дефицитом пресной воды [1].
Основными причинами сложившейся ситуации являются: рост населения Земли; истощение естественных водных ресурсов, традиционно использовавшихся в качестве источников воды; затруднение процессов естественной регенерации природных вод с антропогенными загрязнениями, образующимися вследствие глобального роста промышленности.
Пресную воду уже нельзя рассматривать как натуральный, самовосстанавливающийся, дешевый и легкодоступный продукт. Наряду с нефтью и газом она вошла в число коммерческих продуктов, степень доступности и обеспеченности которыми определяет экономическое и социальное положение населения отдельных стран и регионов.
В качестве источника пресной воды чаще всего рассматривается мировой океан. В последние годы отмечается быстрый рост мирового рынка оборудования, предназначенного для опреснения морской воды.
Если в 1990 г. мировые опреснительные мощности обеспечивали получение 4 млн м:3 пресной воды в сутки, в 2000 г. — 16 млн м3/сут, то в 2006 г. — 50 млн м3/сут, что соответствует 10 %-му среднегодовому темпу прироста.
В настоящее время основными технологиями, используемыми для опреснения морской воды, являются ДИСТИЛЛЯЦИЯ (производит 50-60 % опресненной воды), связанная с фазовыми переходами воды (выпаривание), и обратный осмос (30—40 %), основанный на использовании полупроницаемых мембран. Эти методы постоянно совершенствуются, конкурируя друг с другом.
Совершенствование процесса опреснения и снижение затрат на выработку воды прежде всего направлены на уменьшение расхода энергии. Анализ эффективности схем различных способов опреснения, работающих на воде одинакового качества, показывает, что расход энер-
гии для них неодинаков. В то же время каждый из способов в зависимости от параметров процесса, принципа действия, компоновки схемы, утилизации отработанной энергии имеют различные области применения.
В мембранных опреснителях (обратный осмос) соленую воду прокачивают через полупроницаемые мембраны, изготовленные из ацетилцеллюлозы или полиамидных смол, где для рекуперации гидравлической энергии высокого давления разработаны рекуперационныетурбины (турбины Пельтона). При этом удельные затраты энергии соответствуют 5—15 кВт • ч/м
С повышением солесодержания растет давление прокачки воды через мембраны и увеличиваются энергозатраты. Недостатками мембранных способов опреснения являются необходимость тщательной предподготов-ки поступающей воды и конечная обработка воды для коррекции показателей в соответствии с нормами, предъявляемыми к питьевой воде, что приводит к существенному повышению затрат и общего расхода энергии, о чем часто умалчивают производители.
В дистилляционных (выпарных) опреснителях может быть достигнуто самое высокое качество опресненной воды. В них к соленой воде должна быть подведена вся достаточно большая теплота испарения и затем от водяного пара должно быть отведено практически столь же большое количество тепла. Необходимое количество энергии, подведенной к опреснителю извне, зависит от степени рекуперации тепла конденсации к испаряемой соленой воде. Степень рекуперации зависит от принципа действия и устройства конкретного опреснителя.
Расход тепла на получение 1 кг пресной воды в одноступенчатом дистилляционном опреснителе составляет около 2400 кДж. Рекуперация тепла фазового перехода в многоступенчатом опреснителе позволяет снизить расход тепла на 1 кг пресной воды до 250—300 кДж, что соответствует 70—80 кВт • ч/м3 пресной воды при числе ступеней 8—10. Однако при этом усложняется конструкция установки и растет ее металлоемкость.
Рассматриваемые в настоящей работе теплонасосные опреснители (ТНО) являются новым типом выпарных опреснителей, в которых генерация и рекуперация тепла фазовых превращений воды осуществляются с помощью обратного термодинамического цикла теплового насоса на низкокипящем рабочем веществе. Предложенное устройство ТНО защищено патентом [2]. Известны американские патенты |3, 4|. Среди действующих ТНО известен только вакуумный теплонасосный опреснитель фирмы «Norland» с паровым компрессором, у которого рабочее вещество — вода. Однако низкая плотность пара и, соответственно, сложное исполнение парового компрессора позволяют создать установки данного типа с небольшой производительностью по дистилля-
ту. При этом затраты энергии достаточно низкие — 22—50 кВт ч/м3, что в два-три раза ниже по сравнению с методом многоступенчатой дистилляции.
Разработка ТНО с тепловым насосом, работающим на низкокипящем рабочем веществе, направлена на кардинальное упрощение установок, снижение расхода энергии на получение пресной воды, создание экологически безопасных и энергоэффективных опреснителей, способных конкурировать на рынке опреснительных технологий.
Несмотря на наличие патентов и некоторых публикаций по ТНО, их физическая модель, раскрывающая закономерности и взаимосвязь процессов, не разработана.
Теплонасосный опреснитель соленой воды (рис. 1) состоит из двух контуров: замкнутого контура теплового насоса, работающего на низкокипящем рабочем веществе, и разомкнутого дистилляционного контура. Контур теплового насоса, в свою очередь, состоит из компрессора 8, конденсатора 6, дроссельного вентиля 9, испарителя 7и переохладителя 14. Дистилляционный контур состоит из насоса для подачи соленой воды 10, герметичного сосуда 5, внешних теплопередающих поверхностей испарителя и конденсатора теплового насоса (ТН), рекуперативного теплообменника 11.
Работа в контуре теплового насоса должна обеспечивать перенос тепла конденсации паров воды на более высокий температурный уровень, соответствующий температуре кипения соленой воды. Поскольку гидравлическое сопротивление при движении паров воды между теплообменными поверхностями должно быть сведено к возможному минимуму, то в первом приближении можно считать температуры кипения воды и конденсации водяных паров практически одинаковыми. Таким образом, разность температур конденсации и кипения рабочего вещества, в пределах которой реализуется термодинамический цикл, практически определяется только необходимыми для передачи тепла температурными напорами в испарителе и конденсаторе теплового насоса. Одновременно с этим работа в контуре теплового насоса должна компенсировать недорекуперацию тепла в дистилляционном контуре, которая в любом случае отлична от нуля.
Процессы выпаривания воды и конденсации водяного пара в дистилляторе могут протекать при температуре, соответствующей атмосферному давлению, либо при пониженных температурах в условиях вакуума.
Преимущества дистилляции при атмосферном давлении:
— отсутствие постоянно действующей системы ваку-умирования, требующей герметичности установки и дополнительных энергозатрат;
а
Рис. 1. Тепло насосный опреснитель соленой воды: а — упрощенная принципиальная схема опреснителя; б — упрощенная схема теплового насоса; в, г — термодинамический цикл ТН в координатах ¿-5 и р-г; 1—2 — сжатие рабочего вещества в компрессоре;
2—3 — охлаждение и конденсация рабочего вещества в конденсаторе; 3—4 — дросселирование жидкого рабочего вещества в дроссельном вентиле; 4—1 — кипение рабочего вещества в испарителе; 5 — герметичный сосуд; 6 — конденсатор; 7 — испаритель; 8 — компрессор; 9 — дроссельный вентиль; 10 — насос для подачи соленой воды; 11 — рекуперативный теплообменник;
12 — вывод пресной воды; 13 — вывод концентрированной соленой воды (рассола); 14— переохладитель рабочего вещества
— высокая плотность потока водяного пара при атмосферном давлении (по сравнению с вакуумом) и, соответственно, меньший объем водяного пара дистиллята, что значительно сокращает размеры каналов и габариты установки в целом;
— более высокая интенсивность теплоотдачи при кипении соленой воды;
— отсутствие специальных технических решений для ввода и вывода потоков жидкости из полости под вакуумом.
Преимущества дистилляции под вакуумом:
— при более низких температурах процесса теплообмена меньшая интенсивность отложения соли на теплообменных поверхностях;
— меньшая нагрузка рекуперативного теплообменника.
Процессы дистилляции в ТНО в равной степени могут быть реализованы как при атмосферном давлении и соответствующих температурах фазовых превращений воды, так и в условиях вакуума при пониженных температурах.
В данном исследовании в результате оценки преимуществ и недостатков принята система ТНО с процессами дистилляции при атмосферном давлении.
В теплонасосном опреснителе, работающем при атмосферном давлении, кипение и конденсация рабочего тела ТН и дистиллята протекают в диапазоне рабочих температур от 97 до 104 °С. Хладагент, способный работать при этих температурах, должен иметь нормальную температуру кипения 7’„.к > 270 К. Выбор рабочего вещества был обоснован в [5]. Безопасность и более высокая энергоэффективность стали критериями, определившими выбор хладагента R123 (C2HCI2F3).
В основе физической модели ТНО лежат тепловые балансы.
Тепловой баланс контура дистилляции
■WnoTp = GpCptp2 + СдСд/.Л2 CcCctcl, кВт. (1)
Энергия yVnoTp, подведенная извне для обеспечения процесса дистилляции, зависит от степени рекуперации тепла фазовых превращений (возврата тепла конденсации водяных паров для испарения соленой воды) и рекуперации тепла отводимых потоков дистиллята и рассола к приточной соленой воде.
При отсутствии рекуперации тепла и расходе дистиллята Ga = 1 кг/с
^потр = <лцГКИп = 1 • 2264,3 = 2264,3 кВт.
Удельные затраты энергии при (7Д = 1 м3/ч
_А^потР_„ 1 2264,3 _ßnft.,D„ „/w3
•^потр — — 7*кип 2 0 — — 629 кВт • ч/м .
Для анализа связи тепловых характеристик дистиллятора с подведенной энергией ЛГпотр по уравнению (1) в качестве определяющих параметров приняты:
— расход дистиллята Сд, кг/с;
— доля обессоленной воды а = СЛ/(7Г;
— температура приточной соленой воды £сь °С;
— недорекуперация тепла на выходе из рекуперативного теплообменника Д£„, °С.
Тогда:
— расход рассола (7р = (7д(1/а - 1), кг/с;
— температура дистиллята /д2 = (£С1 + Д<„) на выходе, °С;
— температура рассола ¿р2 = (¿С1 + Д<и) на выходе, °С.
С учетом этих решений уравнение (1) примет вид
А^потр = С?Д (Ср(£С1 + Д£ц) — Сс^с1) +
+ (Сд — СР)(1С1 + Д/„)|, кВт. (2)
Удельная мощность, отнесенная к 1 м3/ч дистиллята, ■^потр — [—(^р(^с1 "Ь Д^н) — "Ь
+ (Сд - Ср)(«с1 + Д«и)]^, кВт - ч/м3. (3)
Тепловой баланс контура теплового насоса
Внутренняя мощность, затраченная тепловым насосом,
^ ^ = СдГк"п^, кВт. (4)
Изоэнтропная мощность N3 = Оа1з, затраченная в тепловом насосе на реализацию термодинамического цикла, зависит от температур конденсации £к и кипения to рабочего вещества, которые для выбранного рабочего вещества определяют его удельную теплоту конденсации (теплопроизводительность) qк и удельную холодо-производительность до-
Температура кипения рабочего вещества
¿0 — ¿конд $и-
Температура конденсации рабочего вещества
¿к = ¿КИП “Ь ^к-
Разность температур конденсации и кипения в термодинамическом цикле теплового насоса
¿к ¿0 "Ь “Ь (¿кип ¿конд)-
Изоэнтропная работа цикла¿5 = ЯкБ+Яп—Яо- Поскольку в контуре теплового насоса осуществляется полная рекуперация тепла, то <7к5 = <7о и, соответственно, /5 = (7П. Теплота конденсации рабочего вещества фк = якСа затрачивается на выпаривание дистиллята из соленой воды. Холодопроизводительность фо = ЯоЄа затрачивается на конденсацию водяного пара. Необходимый расход рабочего вещества определяется из теплового баланса конденсатора теплового насоса: Са = (¿к/як = Сагкнп/(]к.
Удельная внутренняя мощность теплового насоса, отнесенная к 1 м3/ч дистиллята,
Ь* ' 1)11 Г кип ¿5 .1 /
1111 = ~7Т~ — ТГЪ--------------------------------------------’ к”т ' ч/м
3,6 г/зЯк
Коэффициент преобразования теплового насоса
<2к
Мд =
/V,
(5)
(6)
Тепловой баланс теплонасосного опреснителя
В ТНО энергия, подведенная извне для полной рекуперации тепла фазовых превращений, определяется внутренней мощностью теплового насоса, т. е.
^потр — Л^з
■^потр —
На рис. 2 графические зависимости Ь1Ю.П, = /(а, Д£„), построенная по зависимости (3) при = 26 °С и концентрации соленой воды 3 % (30 г/л), и Ь„„ = /(0И,0К),
построенная по зависимости (5) для рабочего вещества Я123 с ¿кип = 101°С,£КОНД = 100 °С, т]з = 0,9, совмещены с общей ординатой Ьпотр = Ьви = Ь. Из рис. 2 следует, что параметры 0И,9к,а, Джестко связаны между собой.
Удельные затраты энергии Ь определяются величиной температурных напоров в испарителе 0И и конденсаторе вк теплового насоса. Снижение затрат энергии достигается минимизацией ви и вк.
Повышение доли пресной воды « = Сд/(7с (степени обессоливания) достигается повышением недорекупера-ции тепла Д£н на выходе из ТНО.
Во всех случаях снижение удельного энергопотребления связано с увеличением теплообменных поверхностей испарителя и конденсатора теплового насоса и регенеративного теплообменника ТНО. При создании компактных ТНО возможно повышение энергопотребления с повышением температурных напоров в теплообменных аппаратах в целях сокращения их массы.
Своего рода теоретическим минимумом затраты энергии можно считать параметры при вк = вк = 1 К, Дг„ = 2 К и а = 0,75. При этом Ь = 4,9 кВт ч/м3.
Тепловые нагрузки теплообменных аппаратов
Конденсатор теплового насоса:
Q кд = СдГкип.
Испаритель теплового насоса:
— СдГ копд •
Рис. 2. Зависимость удельных затрат энергии Ь от а, Д/„, в» и вк
Яр.Г — Сд — 1^ Ср(<КИП — ¿с1 — +
-(- ОдСд (¿КОНД ¿с1
Переохладитель теплового насоса:
С?” = аСс(*,1Д-(с2) = °М
А/ — / - / — аГкип^
а1,кип — ‘'кип *х2 — ^ ?
где ¿с2 = ¿с1 + «^р.т/(СдСг) — температура нагрева соленой воды.
Баланс тепловых нагрузок:
I ^ВН ^ВИ^КИП Т'кнп
вп — “ рт — —‘ •
д V к;; /-*д
Процессы теплоотдачи в аппаратах
Особенностью теплообменных аппаратов ТНО является работа с низкими температурными напорами и, соответственно, низкими удельными тепловыми потоками, что не способствует их интенсивности.
Для проектирования ТНО, технико-экономической оптимизации их параметров необходима надежная методика расчета теплопередачи с учетом указанных особенностей их применения. Для экономичности ТНО интенсивность теплообменных аппаратов имеет первостепенное значение.
Теплонасосный опреснитель разрабатывается впервые, поэтому обоснованию и специальному расчету подлежит конструкция каждого его элемента.
По нашим оценкам, процессы кипения соленой воды и конденсация водяных паров должны происходить в свободном пространстве корпуса ТНО с минимальным гидросопротивлением потоку водяного пара. Поэтому кипение соленой воды должно осуществляться в большом объеме на поверхности труб конденсатора ТН, а конденсация водяного пара — в свободном пространстве на поверхности труб испарителя ТН. Таким образом, на данном этапе представляется целесообразным принять испаритель и конденсатор ТН кожухотрубного типа с кипением и конденсацией рабочего вещества в трубах. Рекуперацию тепла отходящих потоков дистиллята и рассола к приточной соленой воде целесообразно осуществить в компактных полуразборных (очищаемых) пл асти н ч аты х те п л ооб м е н н и ках.
С учетом коррозионной активности соленой воды кожухотрубный аппарат конденсатора ТН должен быть выполнен на базе труб из медно-никелевого сплава (возможно мельхиора), а пластинчатый рекуперативный теплообменник — из тонких титановых листов. Трубки конденсатора ТН могут быть медными.
В данном исследовании выбраны надежные зависимости для расчета теплоотдачи:
— при кипении соленой воды в большом объеме;
— при конденсации водяного пара в свободном пространстве на трубах;
— при кипении рабочего вещества в трубах;
— при конденсации рабочего вещества в трубах;
— при охлаждении жидкого рабочего вещества в пере-охладителе;
— при догреве соленой воды до температуры кипения;
— при конвективном теплообмене жидких сред (соленой воды, дистиллята и рассола) в каналах пластинчатого теплообменника.
Для каждого процесса обоснованы особенности, режим течения и получены зависимости для расчета.
Для процесса кипения воды и, особенно, рабочего вещества необходимо в полной мере учесть влияние малых значений удельного теплового потока, снижающих интенсивность теплоотдачи.
Для процессов кипения и конденсации рабочего вещества необходимо обеспечить минимальное гидросопротивление в каналах, так как потери давления в них существенно увеличивают рабо ту циклатеплового насоса и затраты энергии на дистилляцию.
В целях выбора зависимостей для расчета теплоотдачи кипения и конденсации воды в литературе имеется обширный материал. Это же относится и к конвективному теплообмену в рекуперативном теплообменнике.
Положение коренным образом отличается в отношении выбранного рабочего вещества теплового насоса Я123. Это вещество является холодильным агентом узкого применения, и круг работ по исследованию и расчету теплоотдачи на К123 ограничен. Рабочее вещество Я123 существенно отличается от широко применяемых и хорошо исследованных холодильных агентов своими теплофизическими свойствами, прежде всего рекордно высокой молекулярной массой, высокой нормальной температурой кипения и критической температурой. Кроме того, необходимо учитывать, что процессы кипения и конденсации рабочих веществ в каналах (трубах) происходят с переменными вдоль канала паросодержа-нием и удельными тепловыми потоками. Для получения достоверных данных об интенсивности теплоотдачи при указанных условиях надо не оперировать средневзвешенными коэффициентами теплоотдачи для аппарата в целом, а определять величину необходимой теплообменной поверхности путем поэлементного расчета аппарата.
В связи с вышесказанным проведено экспериментальное исследование теплопередачи в испарителе теплового насоса для подтверждения ожидаемых величин, полученных в результате расчетно-теоретического исследования [5].
В таблице приведены выбранные зависимости для коэффициентов теплоотдачи указанных выше процессов теплообмена. Для И123 приведены обоснования предлагаемого метода расчета.
Процесс Зависимость (формула) Условие применения Режим течения Ожидаемый коэффициент а, Вт/(м2-К)
Нагрев соленой воды а = 0,344Яе°’7О5Рг°’33А/4кв, 45 < Яе < 13200 Яе = 1543 Турбулентный 8160
Охлаждение дистиллята Яе = 1710 Турбулентный 8590
Нагрев соленой воды Яе = 2901 Турбулентный 12700
Охлаждение рассола Яе = 3033 Турбулентный 13000
Конденсация водяного пара аКонД = 1,288[А3р2гК011Д/(^с/п)]0’25 ва К Рг < 1015 ваК Рг = 8.5 • 1011 Ламинарный 23700
Догрев соленой воды А = 0,021Яеи’8Рг° 43А/^„„ Яе = 104-г5 • 10е Яе = 2.8 • 104 Турбулентный 3970
Кипение соленой воды акип=0,54(СгРг)0'25АМ, вг Рг = 500-1-2 ■ 107 вг Рг = 2,4 • 106 Конвективный 720
Переохлаждение Я123 а = 0.021 Яе0,8Рг0’43А/<4кв Яе = 104-г-5 ■ 106 Яе = 1.5- 105 Турбулентный 1970
Конденсация Я123 аКонд = 0,б83(Са К Рг)°’25АяК„ ва К Рг < 1015 ва К Рг = 1,1 • 1012 Ламинарный 2220
Кипение Я123 СУ Осу Скцоив* «V = 55Рг0,12(к^ Рг)-0>55М~0’5<70,67, £*конв = 0,023 Яе°’8 Рг0,4 А/ Рг = Р/Рк р, Рг = 0,0023^-0,895
Процесс конденсации Я123
Для конденсации фреонов Я12, Я22, Я142 внутри горизонтальных труб используют уравнение подобия
с*коид = 0,683(Са К Рг)0,25у^- =
^ВН
= 1,208
Ас
я Ря <7к
/^я #я
0,25
(7)
Зависимость (7) справедлива при ламинарном режиме течения пленки конденсата, который определяется условием
ва К Рг < 1015,
где Са = 9,81^п„^я/^я ~ критерий Галилея;
К = гя/(Сря^я) — критерий Кутателадзе;
Рг = СряМя/Ая — критерий Прандтля.
Малый температурный напор и, соответственно, малые удельные тепловые нагрузки в конденсаторе приводят к росту теплоотдачи при конденсации Я123 внутри горизонтальных труб.
Для оценки режима течения и целесообразности использования формулы (7) приняты следующие ожидаемые исходные данные:
Расчет ва К Рг = 1,1 • 1012 < 1015 подтверждает ламинарный режим течения пленки конденсата и позволяет оценить по формуле (7) величину теплоотдачи при конденсации Я123.
Формула (7) не учитывает влияние массовой скорости на интенсивность теплоотдачи. В работе [6] приводятся экспериментальные данные по конденсации Я123 в канале с учетом зависимости теплоотдачи от массовой скорости потока.
Для того чтобы обеспечить высокую энергоэффективность термодинамического цикла ТН, необходимо минимизировать гидросопротивление АР в трубах конденсатора. По предварительным расчетам, для этого массовая скорость Я123 не должна превышать 100 кг/(м2 с).
Значению Мк = 100 кг/(м2 с) в работе [6] соответствует коэффициент теплоотдачи при конденсации 2244 Вт/(м2К), который удовлетворительно согласуется с величиной теплоотдачи, равной 2226 Вт/(м2-К), рассчитанной по формуле (7), что подтверждает использование формулы (7) для расчета конденсации Я123.
В работе [7] приводится зависимость для расчета гидросопротивления в канале при конденсации Я22, Я 134а, Я123:
ДР =
2Ф;/„(М„зО
Ри ^1111
Формула (8) справедлива в диапазоне
$я — tк — £ст = 1 К, (1ъи = 0,017 м.
10400 < Яе„ < 193000.
Для оценки величины гидросопротивления приняты следующие ожидаемые исходные данные: х = 0,5; Мк = 100 кг/(м2с); dDll = 0,017 м. В результате расчета получены критерий Re„ = 66490, удовлетворяющий принятому диапазону, и значение АР = 97,8 Па, соответствующее разности температур насыщения рабочего вещества 0,01 К и являющееся вполне приемлемым.
Несмотря на то что процесс конденсации рабочего вещества в канале происходите переменным паросодержа-нием, при расчете конденсатора ТН допустимо определять интегральное значение коэффициента теплоотдачи (и теплопередачи), так как величина коэффициента теплоотдачи рабочего вещества практически не зависит от теплового потока.
Процесс кипения R123
Интенсивность теплопередачи в испарителе ТН определяется интенсивностью теплоотдачи при кипении рабочего вещества, поскольку со стороны конденсирующегося водяного пара данная величина заведомо больше.
Интенсивность теплоотдачи при кипении рабочего вещества в условиях низких температурного напора и теплового потока необходимо рассчитывать с высокой достоверностью.
Для процесса кипения в канале, происходящего с возрастающим паросодержанием, необходимо учитывать изменение величины коэффициента теплоотдачи вдоль канала.
Существует значительное число методов оценки теплообмена при кипении в канале. Наиболее известные методы для расчета теплоотдачи основаны на сложении тепловых потоков при пузырьковом и конвективном кипении |8—11|. Принцип состоит в расчете теплового потока q как суммы теплового потока при пузырьковом кипении в большом объеме qy и конвективном <7копв
КИПеНИИ. (/1>Ыц = (Jy + (/koiid-
Существует два предельных варианта теплоотдачи при кипении в канале:
1) при малой разности температур между жидкостью и стенкой теплообмен полностью конвективный;
2) при значительной разности этих температур теплообмен протекает только за счет пузырькового кипения.
Поскольку тепловой поток при конвективном и пузырьковом кипении рассчитывают, исходя из разности температур стенки и жидкости (в = ¿сх — ¿ж), то можно рассчитать результирующий коэффициент теплоотдачи для двухфазного течения как сумму коэффициентов теплоотдачи при пузырьковом кипении в большом объеме ау и конвективном кипении акоив: а = ау + аКопв-
Вдоль канала испарителя, согласно результатам экспериментов и данным расчетов, меняется преобладающее влияние каждого из сопряженных процессов.
По кипению RI23 в большом объеме известна лишь работа [ 12J, в которой приведены данные исследования при
температурах насыщения 4,4 °С (Р/Ркр = 0,011) и 27 °С (Р/Ркр = 0,027). Результаты исследования аппроксимированы зависимостью Купера для развитого пузырькового кипения [13], учитывающей свойства рабочего вещества (молекулярная масса М, г/моль; температурный режим — Р/Ркр) и удельный тепловой поток q:
ау = 55 (Р/Ркр)°’12(- 1о 8(Р/Ркр))-°'55М-°-5<,0'67. (9)
Результаты эксперимента работы [ 12] удовлетворительно согласуются с расчетными данными по уравнению (9) при удельном тепловом потоке 30 кВт/м2:
— при температуре насыщения Я123 1$ = 4,4 °С экспериментальная и расчетная величины теплоотдачи совпадают и равны 1830 Вт/(м2К);
— температуре насыщения Р123 ¿5 = 27 °С соответствуют экспериментальная величина теплоотдачи 2920 Вт/(м2 К) и расчетное значение 2657 Вт/(м2 К).
Возможность использования аппроксимации по уравнению (9) для низких тепловых потоков q < 10 кВт/м2, характерных для испарителя ТН, требует подтверждения. Поскольку в этой области экспериментальные данные по кипению Я123 отсутствуют, необходимо провести эксперименты, определив теплоотдачу при кипении Я123 в большом объеме.
В работе [14] приводятся экспериментальные данные по теплоотдаче, изменяющейся вдоль канала при кипении Я123. Осредненные значения для канала в целом не приводятся.
Поскольку конвективная составляющая «коп» в указанных экспериментах относится к разным условиям их проведения (массовая скорость, размер канала), то данные авторов работ по теплоотдаче не могут быть нами использованы непосредственно. Для описания конвективной составляющей ако„в авторы использовали зависимости вида а — /(Ие, Рг).
Модель, основанная на обобщении экспериментальных исследований по кипению в каналах, приводится в работе [91. Анализ моделей показал, что в модели Гун-гора—Винтертона, которая является результатом синтеза модели Чена [8], учтено и наилучшим образом обосновано совместное влияние механизма пузырькового кипения и конвективного испарения на теплообмен.
Рекомендуемая в оригинальной работе конвективная составляющая модели Гунгора— Винтертона определяется по зависимости Диттуса—Боэлтера, а составляющая кипения в большом объеме — по зависимости Купера (9).
Сопоставление зависимостей для определения конвективной составляющей по работам [8-11 ] показывает, что эта составляющая описывается одним и тем же уравнением Диттуса—Боэлтера. В связи с этим нами для расчета ожидаемых коэффициентов теплоотдачи вдоль канала принята модель Гунгора—Винтертона.
Для повышения степени достоверности расчета испарителя ТНО необходимо отказаться от определения осредненного (интегрального) значения коэффициента теплоотдачи при кипении в канале. В этом случае тепловой расчет испарителя производится поэлементно с разделением всего процесса парообразования на участки с равным изменением паросодержания. Тогда результатом расчета будет суммирование площадей теплообменных поверхностей всех участков (определение суммарной площади теплообменной поверхности).
Параметры компрессора
Малое отношение давлений и малая удельная объемная теплопроизводительность в цикле теплового насоса при работе на Я123 создают условия для эффективного использования компрессора центробежного типа.
Компрессор центробежного типа будет иметь следующие преимущества:
— высокий КПД г)8 при низком числе Маха (Ми < 1);
— всего одну центробежную ступень сжатия;
— умеренную частоту вращения ротора и возможность привода от встроенного высокочастотного электродвигателя;
— возможность полного отказа от смазки путем применения газовых или магнитных подшипников ротора;
— малые габаритные размеры и массу;
— высокую надежность и возможность безнадзорной работы.
Оценка рабочих параметров компрессора центробежного типа [15].
Для Я123:
— показатель адиабаты к = 1,12;
— молекулярная масса М = 152,93 кг/кмоль;
— газовая постоянная Я — 54,36 Дж/(кг К);
— скорость звука на входе в колесо «„ = у/кШ\ = = 150 м/с.
Максимальная допустимая окружная скорость колеса по газодинамическим параметрам
и2 і
= ми ам = (1,2 ... 1,4)а„ =
= 1,3- 150,1 = 195.1 м/с.
Отношение давления, достигаемое в одной ступени:
^ст.ср = (1 + (А: 1)'0срМи//7пол.ср) =
= (1 + (1,12 - 1)0,55 • 1,32/0,82)7’65 = 2,65,
где аК = к/(к - 1) = 1,12/(1,12 - 1) = 9,33;
0 = ^к^пол.ср = 9,33 • 0,82 = 7,65.
Условное число Маха, соответствующее 7гк = РК/Ро = 1,17, составляет Ми = 0,5.
Окружная скорость колеса и2 = аи Ми = 150,1 • 0.5 = = 75,05 м/с.
Наружный диаметр рабочего колеса компрессора центробежного типа
П>2 = (4.0-г-5,5) у/СаУ\/и,2 = Ь\УСаУі/и2.
Частота вращения ротора п — гі2/(тгІ>2)-Расчетные параметры ТНО на I м3/ч дистиллята:
<5кД = 626,5 кВт; фи = 625,1 кВт;
)р т = 234 кВт; Qn = 12,5 кВт;
NBH = 13,9 кВт; (7д = 0,277 кг/с;
Gc = 0,815 кг/с; Gp = 0,538 кг/с;
Ga = 4,8 кг/с; ЬШ1 = 13,9 кВт ■ ч/мл; Дд = 45;
D2 = 0,190 м; гг =125,8 С-1.
Выводы
1. Применение термодинамического цикла теплового насоса обеспечивает полную рекуперацию тепла фазовых превращений воды в одноступенчатом процессе дистилляции.
2. Рабочие параметры теплового насоса и дистиллятора, определяющие потребление энергии ТНО, жестко связаны и имеют строгое аналитическое описание.
3. Энергоэффективность определяется коэффициентом преобразования теплового насоса.
4. Выбранное экологически безопасное рабочее вещество R123 может быть использовано для температурных режимов дистилляции от 40 до 100 °С. При этом в пределе может быть достигнута энергоэффективность на уровне 5 кВт ч/м3.
5. Высокая энергоэффективность опреснения достигается при низких температурных напорах и тепловых потоках в основных теплообменных аппаратах (испарителе и конденсаторе теплового насоса). Поэтому интенсивность процессов теплопередачи имеет первостепенное значение. Лимитирующими являются процессы кипения воды и рабочего вещества.
6. Процессы кипения и конденсации рабочего вещества должны происходить в каналах. При этом должно быть обеспечено низкое гидросопротивление в потоках, так как потеря давления напрямую и существенно снижает эффективность термодинамического цикла.
7. Для расчета коэффициентов теплоотдачи при кипении и конденсации воды, а также при конвективном
охлаждении и нагреве жидких сред (соленой воды, дистиллята, рассола) при надлежащем обосновании режимов процессов теплоотдачи могут быть использованы известные зависимости.
8. Для расчета коэффициентов теплоотдачи при кипении и конденсации Я123 известные зависимости не могут быть использованы напрямую, так как Ш23 является холодильным агентом узкого применения, обладает определенными теплофизическими свойствами и имеет ограниченный круг экспериментальных исследований по теплоотдаче.
9. В качестве базовой модели для расчета теплоотдачи при кипении Я123 выбрана модель Гунгора—Винтертона. В ходе экспериментального исследования теплопередачи в испарителе теплового насоса получено подтверждение правильности выбора этой модели.
10. Для получения достоверных данных об интенсивности теплоотдачи при кипении Я123 в канале испарителя надо определять величину необходимой теплообменной поверхности путем поэлементного расчета аппарата, а не оперировать средневзвешенными коэффициентами теплоотдачи для аппарата в целом.
11. Целесообразно и возможно применение центробежного компрессора теплового насоса, работающего на Я123.
12. Полученные зависимости физической модели достаточны дня формирования методики расчета ТНО.
Условные обозначения
Сс, Ср, Сд — теплоемкость соленой воды, рассола и дистиллята при соответствующих значениях температуры и концентрации, кДж/(кг-К); гкип — теплота парообразования соленой воды, кДж/кг; г)$ — изоэнтроп-ный КПД компрессора; Са — расход рабочего вещества, кг/с; £ко„д, <к„п — температуры конденсации пресной и кипения соленой воды, °С; в„, 9К — температурные напоры в испарителе и конденсаторе теплового насоса, К; с1вп — внутренний диаметр горизонтальных труб, м; Мк — массовая скорость Я123 в трубе, кг/(м2- с); Ф„ — коэффициент двухфазного потока; /„ — коэффициент гидравлического сопротивления; р„ — плотность паров К123, кг/м3; Яе^ — критерий Рейнольдса; вг — критерий Грасгофа; х — массовое паросодержание; ау — коэффициент теплоотдачи при кипении в большом объеме в условиях естественной конвекции, Вт/(м2 К); с*конв — коэффициент теплоотдачи при вынужденной конвекции, Вт/(м2 К); гя — теплота конденсации К123, Дж/кг; рд — плотность конденсата Я123, кг/м3; СрД — теплоемкость конденсата Я123, ДжДкгК); Ал — теплопроводность конденсата Я123, Вт/(м К);
Ил — динамический коэффициент вязкости конденсата R123, Па с; Ркр — критическое давление рабочего вещества, бар.
Список литературы
1. Слесаренко В. Н. Опреснительные установки. — Владивосток: ДВГМА, 1999.
2. Пат. № 2363662 РФ, МПКС02Р1/00. Теплонасосный опреснитель соленой воды (варианты).
3. Pat. № 4770748. U.S., МКИ B01D 3/10. Vacuum distillation system.
4. Pat. № 4985122. U.S., МКИ B01D 3/10, C02F 1/04, C02F 1/20. Vacuum distillation apparatus and method with pretreatment.
5. Калнинь И. М., Жернаков А. С., Шапошников В. А. Расчетно-теоретическое и экспериментальное исследование испарителя теплового насоса в составе опреснительной установки // Холодильная техника. 2009. №11.
6. Haraguchi Н. Studies on condensation of HCFC-22, HFC-134a and HCFC-123 in horizontal tubes. Dr. Eng. thesis, Kyushu University. 1994.
7. Haraguchi //., Koyama S., Esaki J., Fujii T. Condensation heat transfer of refrigerants HCFCI34a, HCFCI23 and HCFC22 in a horizontal smooth tube and a horizontal microfin tube. In: Proc. 30‘Л National Symp. of Japan, Yokohama. 1993.
8. Chen J. C. A correlation for boiling heat transfer to saturated fluids in convective flow // Ind. Engng. Chem. Proc. Des. Dev. 1966. Vol. 5.
9. Gungor К. E., Winterton R. H. S. A general correlation for flow boiling in tubes and annuli // Int. J. Heat and Mass Transfer. 1986. Vol. 29. № 3.
10. Kutateladze S. S. Boiling heat transfer// Int. J. Heat and Mass Transfer. 1961. №4.
11. Liu Z., Winterton R. H. S. A general correlation for saturated and subcooled flow boiling in tubes and annuli, based on a nucleate pool boiling equation // Int. J. Heat and Mass Transfer. 1991. Vol. 34. №11.
12. Webb R. L., Pais Ch. Nucleate Pool Boiling Date for Five Refrigerants on Plain, Integral-Fin and Enhanced Tube Geometries// Int. J. Heat and Mass Transfer. 1992. Vol. 35. №8.
13. Cooper M. G. Saturation nucleate boiling a simple correlation /I U. K. Conf. on heat transfer. Vol. 2.
14. Bao Z. Y, Fletcher D. F., Haynes B. S. Flow boiling heat transfer of Freon Rl 1 and HCFC123 in narrow passages // Int. J. Heat and Mass Transfer. 2000. Vol. 43.
15. Калнинь И. М. Расчет центробежных холодильных компрессоров: Учеб. пособие. — М.: МГУ И Э, 2000.
