Методы повышения энергетической эффективности систем теплои холодоснабжения промышленных и гражданских объектов Текст научной статьи по специальности «Энергетика и рациональное природопользование»

7/)П11 ВЕСТНИК

J/20!j_мгсу

МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМ ТЕПЛО- И ХОЛОДОСНАБЖЕНИЯ ПРОМЫШЛЕННЫХ И ГРАЖДАНСКИХ ОБЪЕКТОВ

METHODS OF INCREASE OF POWER EFFICIENCY OF SYSTEMS WARMLY - AND COLD-SUPPLY OF INDUSTRIAL AND CIVIL

OBJECTS

В.И. Большаков, В.Б. Скрыпников, M.M. Ляховецкая V. Bol'shakov, V. Skrypnikov, M. Lyachovetskaya

ГВУЗ Приднепровская ГАСА

Использование вторичных энергоресурсов холодильных и компрессорных установок, а также нетрадиционных возобновляемых ресурсов (атмосферный воздух) в системах тепло- и холодоснабжения промышленных и жилых объектов. Критерии оценки.

The use of secondary energy refrigeration and compressor equipment, as well as non-conventional renewable resources (air) in the systems of heating and cooling of industrial and residential properties. Evaluation criteria.

В большом многообразии научных проблем есть первоочередные. Одна из них топливно-энергетическая. От нее зависит развитие всех отраслей народного хозяйства. Одним из методов экономии дефицитных энергоресурсов является использование вторичных низкопотенциальных энергоресурсов - например, теплота конденсации холодильных машин, тепло сжатия компрессорных установок, отведенное в промежуточных и концевых охладителях; нетрадиционных возобновляемых ресурсов - атмосферный холод и т.д.

Температурный уровень вторичных энергоресурсов холодильных и компрессорных установок находится в пределах 30-35 °С. Важно найти потребителя низко потенциальной теплоты. Одним из таких потребителей может быть наружный воздух, подаваемый в ствол шахты в зимний период, т.к. правила безопасности работ в угольных и сланцевых шахтах предусматривают подачу воздуха в зимний период в ствол шахты с температурой не менее 2 °С. Обычно это осуществляется нагревом воздуха в калориферных установках подачей горячего теплоносителя от котла. Связано это со значительными энергозатратами. Альтернативой указанному способу обогрева ствола шахты является использование низкопотенциального вторичного тепла холодильных и компрессорных установок для нагрева воздуха, подаваемого в ствол шахты, в контактном теплообменном аппарате. На рис. 1 приведена схема обогрева ствола шахты в зимний период года с использованием вторичных энергетических ресурсов указанных установок и атмосферного холода.

Рис. 1. Схема обогрева ствола шахты в зимний период года:

1 - труба подачи первичного холодоносителя; 2 - труба возврата первичного холодоносителя; 3 - испаритель холодильной машины; 4 - контактный теплообменник; 5 - насос;

6 - канал; 7 - ствол

Таблица 1. Результаты промышленных испытаний установки приведенные

в таблице 1 [2]

о «

о

и

о я

Я сЗ сЗ X

а

Температура воздуха на выходе из контактного теплообменника Расход воздуха через контактный теплообменник О, м3/с Температура воды Количество теплоты, передаваемое наружному воздуху кВт ч Количество теплоты, теряемое вторичным энергоносителем Qw, кВт-ч Коэффициент орошения В

°С °с на входе °С на выходе tw2, °с

2,0 1,3 72 24,6 21,1 1561,3 1640,4 1,23

7,4 7,4 96 30,3 26,4 2186,4 2217,2 1,48

7,0 7,0 72 28,7 24,3 1745 1761,2 1,02

8,8 8,0 70 30,0 25,7 1936,4 1950,0 1,22

9,2 9,2 60 30,0 26,3 1468,1 1499,0 1,26

8,8 8,8 60 30,0 26,0 9431 935,8 0,75

7,4 7,2 60 29,5 24,6 602,8 596,3 0,37

9,0 9,0 60 30,6 25,4 1022,6 1052,4 0,63

о ° о

Й Ч С Но«

о ш

Я

л « <

О Ш

« Е

и о

3 £ 1 I

С «

5 §

вз

и Й

3 я

^ я :Я а

я н о о я и

13

т ю н °

Я °

ш ч Я я & 2 я н -е -е

т О

-9,0

0,229

0,3

0,4

-6,0

0,383

0,1

0,45

-3,0

0,330

0,2

0,4

-1,

0,370

0,1

0,41

-1,0

0,327

0,1

0,43

-0,2

0,384

0,1

0,43

+1,0

0,285

0,2

0,4

+1,8

0,280

0,2

0,45

Показатель рабочей характеристики градирни:

л = -

¿шл ¿и

(1)

где: tWl и - начальная и конечная температуры воды, °С; начальная температура воздуха по мокрому термометру, °С.

Для оценки эффективности процессов подогрева воздуха с увлажнением в форсуночной камере используется коэффициент эффективности теплообмена, выражаемый зависимостью:

^Ш") t ил

Е = 1 --

t д

, (2)

1Ш1 1М1

где: ^ и tW2 - начальная и конечная температуры воды, °С; ^ и tм2 - начальная и конечная температуры воздуха по мокрому термометру,°С.

Использование воды с начальной температурой ^=30,3 °С даже при коэффициенте орошения 1,48 позволяет снять Qпoл=2186,38 кВт ^№=2217,2 кВт) тепловой энергии и обеспечить в стволе температуру 2,6 °С при температуре наружного воздуха - 6 °С.

Снижение температуры низкопотенциального теплоносителя до значений ^=24,6 °С обусловливает снижение как тепловой производительности установки ^те=1561,32 кВт) при 6н=-9 °С, так и температуры в стволе шахты 1=-3 °С. Повышение значений коэффициента орошения от В=1,02 до В=1,26 обусловливает повышение тепловой производительности установки Qпoл от 1745 до 1895,4 кВт с одновременным повышением значений температуры в стволе от 3 до 5,1 °С.

На рис. 2 и 3 приведены зависимости температуры нагреваемого воздуха и охлаждаемой воды от температуры наружного воздуха.

Использование форсунок двухстороннего распыла Ц2-7 в форсуночных камерах позволяет достичь следующих результатов: снижаются энергетические затраты на распыление воды; уменьшается число форсунок в камере орошения, а также число стояков и расход труб; повышается надежность работы камеры орошения.

в'с

Рис. 2. Зависимость температуры нагреваемого воздуха от температуры наружного воздуха (tw=const и В=сошА

V1 ¿М1

tw;c

23 27 26 25

24

25 22 21 20 19

_ X

éЫхv "с_

X

~6 -7

ОщХ

Рис. 3. Зависимость температуры охлаждаемой воды от температуры наружного воздуха (1№=сош1 и В=сош1;)

Расчетное уравнение, полученное в результате экспериментальных исследований на специальном стенде, для процесса нагрева наружного воздуха в форсуночной камере кондиционера КД-10, оборудованной форсунками двухстороннего распыления Ц2-7 по методике института ЦНИИЭП инженерного оборудования [7]:

(C - tPi)(1 + MR)

¿Ж 2 Ж 1 + 0,108 ^ оз в 0,173 '

где: М - критерий, учитывающий начальное состояние контактирующих сред:

М = 1 ~1 Р1 ;

R - критерий учета влияния массообмена на теплообмен:

р

r = 2,34 ^

р

■+1;

(3)

(4)

(5)

"-Р1

1сь1р1 - соответственно начальная температура воздуха по сухому термометру и температура точки росы; - начальная температура воды на входе в оросительную камеру; В - коэффициент орошения; РВн - парциальное давление над поверхностью воды при температуре Рн - парциальное давление наружного воздуха.

Для других схем кондиционирования воздуха, используемых в гражданских и административных зданиях использование естественного холода позволяет при низкой температуре окружающей среды выгодно использовать естественный холод, снизив, таким образом, нагрузку или даже вовсе остановив компрессор, являющийся главным потребителем электроэнергии в холодильной машине.

При подстановке соответствующих значений эксергии для рассматриваемой установки, использующей искусственный и естественный холод, эксергетический коэффициент полезного действия будет равен [6]:

0,(1 -+ляуQk(1 -^F) О™(1 -

„ __1 H .СР_1 К |__1 В.СР

■|ф _ "Т"

N Л

N + N

вент нас

(6)

td tp1

7/2011 ВЕСТНИК _7/2011_МГСУ

где: Q0 - холодопроизводительность холодильной установки, кВт; Qк - количество сбросной теплоты конденсации, кВт; Qaтм - холодопроизводительность атмосферного холода, снимаемая в теплообменниках воздух/хладоноситель, кВт; Т0 - температура охлаждаемого воздуха в помещении, К; Тос. - температура воздуха, нагреваемого теплотой конденсации, К.

Средняя температура рассола, охлаждаемого в испарителе, К:

Г - Г

Т _ 1 Н1 1 Н 2 (7)

1 Н СР ~ т ' '

1 и

ln-

- Н1

г

1 Н 2

Средняя температура охлаждаемой воды на входе и на выходе из рассматриваемой системы, К:

Т - Т

Т В1 1 В2 /Q\

1 В.СР --ñ-> (8)

ln ^

Т

1 В 2

где: ТН1, ТН2 - температура рассола на входе и выходе из испарителя, К; ТВ1, ТВ2 - температура охлаждаемой воды на входе и на выходе из рассматриваемой системы, К; Тк - температура воды на выходе из конденсатора, К.

Следует учитывать, что использование систем с естественным охлаждением ведет к снижению выбросов в атмосферу С02 и, следовательно, уменьшает вред, наносимый окружающей среде.

Утилизаторы теплоты сжатия (1=30-35 °С) имеют общие признаки, которые позволяют их классифицировать по различным группам.

I. Максимальное количество эксергии теплового потока, от полученной в турбокомпрессоре, возможное для использования в утилизационных системах. Количественно определяется коэффициентом использования-теплоты [4, 5]:

Ар от€

Km ; (9)

AE

m

где: AE:™ - эксергия теплового потока, полученная в системе обеспечения потребителей сжатым воздухом; ÁEm - эксергия теплового потока, используемого в утилизационных системах.

II. Эффективность работы систем использования тепла сжатия. Количественно определяется эксергетическим КПД утилизационной системы [1]:

AE

„ =-^mnl—. (10)

AEоте + Е' '

m

где: АЕтп2 - эксергия продукта утилизационной системы у потребителя; Е' — первичная эксергия, подводимая к утилизационной системе.

В зависимости от максимального значения коэффициента можно выделить три группы утилизационных систем.

1. Утилизационные системы непосредственного использования теплоты сжатого воздуха.

Непосредственный нагрев теплоносителя в воздухоохладителях для системы отопления.

Максимальная величина коэффициента кш составляет 0,8.

Эксергетический КПД равен 1 (отсутствуют промежуточные звенья).

ВЕСТНИК 7/2011

Область применения: системы теплоснабжения (вентиляция, отопление, горячее водоснабжение) и технологические системы.

2. Утилизационные системы с трансформацией теплоты.

Основной элемент утилизационные системы этой группы - абсорбционные, струйные холодильные машины; энергетические циклы с газовой турбиной.

Максимальное значение коэффициента использования теплоты 0,4.

Эксергетический КПД утилизационной системы 0,3-0,65.

Область применения: системы хладоснабжения, замещение высокопотенциальных энергетических циклов.

3. Утилизационные системы с теплонасосными установками.

Максимальное значение коэффициента использования теплоты 0,2. Эксергетический КПД утилизационной системы 0,25-0,36. Область применения - системы теплоснабжения.

Эксергетическая эффективность промежуточных и концевых воздухоохладителей, как теплообменных аппаратов, характеризуется эксергетическим к.п.д. [3]:

л = сшж-Т,1п(1 + М№/Ту 1)]_ 1 "му 1п(1 + АТг/Т 1 ^ , (11)

'в о СРОв [АТВ - Т01п(1 + АТВ / Тк)] 1 - Т0/ АТВ 1п(1 + АТВ / Тк)

где АТВ - перепад температуры воды в промежуточном воздухоохладителе, К.

Внутренний коэффициент использования эксергии в утилизационном аппарате:

Пп , (12)

УЕ в

где: Ен - внутренние потери эксергии в утилизаторе теплоты сжатого воздуха; Ев -внешние потери эксергии теплоносителя после утилизатора; Ев - внешние потери эксергии - низкопотенциальная бросовая теплота сжатого воздуха, отводимое в промежуточных и концевых охладителях и передаваемое в градирнях в атмосферу.

Если охлаждающая вода компрессорных установок используется при параллельном распределении в нескольких контактных теплообменных аппаратах, то коэффициент использования эксергии низкопотенциальных ресурсов определяется как:

I=п е

л * =!лп У , (13)

¡=1 N

где цп - внутренний коэффициент использования эксергии в утилизационном аппарате.

При последовательном переходе потока низкопотенциальной теплоты сжатого воздуха через два контактных аппарата:

=(Лп1 +Пп2 +Пп1Пп2 )/ ^ "^п2 ENf, (14)

где: у - доля использования низкопотенциального тепла в утилизационном аппарате; N - подведенная к установке энергетическая мощность.

Таким образом, по результатам аналитических и промышленных исследований разработана энергоэффективная технология теплоснабжения промышленного объекта (на примере обогрева шахтного ствола в зимний период года) с использованием вторичных низкопотенциальных энергоресурсов холодильных и компрессорных установок.

7/)П11 ВЕСТНИК _^/2OTT_МГСУ

Литература

1. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетический метод и его приложение. Москва, Энергоатомиздат, 1999 - с. 160.

2. Опытно-промышленная установка для обогрева ствола шахты сбросным низкопотенциальным теплом компрессорных установок /Скрыпников В.Б., Глебов В.Д., Воробьев Е.А., Небылица В.В./ Уголь Украины. - 1993. - № 3. - с. 41-43.

3. Цейтлин Ю.А., Мурзин В.А. Пневматические установки шахт. - М.: Недра, 1982. - 147 с.

4. Мареев А.А., Калинин Н.В. Влияние количества полезно используемой теплоты на термодинамическое совершенство систем компримирования газов.// Молодые ученые в решении комплексности программы научно-технического процесса стран-членов СЭВ: Тезисы докладов международных научно-технической конференции - Киев. 1989 - с.109.

5. Калинин Н.В. Определение эффективности утилизации теплоты сжатия в системах компримирования газов //Промышленная энергетика, 1983. - № 5. - 68 с.

6. Большаков В.И., Скрыпников В.Б., Ляховецкая М.М., Скрыпников Ю.В. Оценка эффективности системы микроклимата с использованием искусственного и естественного холода.// Холодильная техника и технология № 3 - Одесса. 2011 - с. 7-12.

7. Скрыпников В.Б. Энергосберегающая технология системы микроклимата промышленного объекта. Днепропетровск, ПГАСА, 2004 - с. 204.

The literature

1. Brodjansky B.M., Fratsher В., Mihalek K. The Exergy method and its appendix. Moscow, Energoatomizdat, 1999 - p. 160.

2. Trial installation for heating of a trunk of mine waste low-potential heat of compressor installa-tions/Skrypnikov V.B., Glebov V. D, Vorobev E.A., Nebylitsa V.V. / Coal of Ukraine. - 1993. - № 3. -p. 41-43.

3. Tsejtlin J.A., Murzin V. A. Pneumatic installations of mines. - M: Bowels, 1982. - 147 p.

4. Mareev A.A., Kalinin N.V. Quantity influence is useful used warmth on thermodynamic perfection of systems compression of gases.//Young scientists in the decision of integrated approach of the program of scientific and technical process of member countries SEV: Theses of reports international scientific and technical conference - Kiev. 1989 - p. 109.

5. Kalinin N.V. Definition of efficiency of recycling of warmth of compression in systems compression of gases. 1983. - № 5. - 68 p.

6. Bolshakov V. I, Skrypnikov V.B., Lyachovetskaya M. M, Skrypnikov U.V. Estimation of system effectiveness of a microclimate with use of an artificial and natural cold.//the Refrigerating techniques and technology № 3 - Odessa. 2011 - p. 7-12.

7. Skrypnikov V.B.. Power saving up technology of system of a microclimate of an industrial object. Dnepropetrovsk, PGASA, 2004 - p. 204.

Ключевые слова: искусственный холод, естественный холод, теплота конденсации, испаритель, контактный теплообменник, холодильная машина, эксергетичесский коэффициент, компрессорная установка, промежуточный и концевой воздухоохладители

Keywords: the artificial cold, the natural cold? warmly condensation, the evaporator, the contact heat exchanger, the refrigerator, coefficient of exergy, compressor installation? intermediate and trailer air coolers

e-mail postmaster@pgasa.dp.ua