Организация утилизационных систем теплохладоснабжения нефтехимических производств на базе тепловых насосов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 658.26:66.0

ОРГАНИЗАЦИЯ УТИЛИЗАЦИОННЫХ СИСТЕМ ТЕПЛОХЛАДОСНАБЖЕНИЯ НЕФТЕХИМИЧЕСКИХ ПРОИЗВОДСТВ НА БАЗЕ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ

И.А. КОНАХИНА Казанский государственный энергетический университет

В статье рассматриваются теоретические и прикладные аспекты использования теплонасосных утилизационных систем на нефтехимических предприятиях. Представлены результаты исследования энергетической эффективности применения парокомпрессионных ТНУ, включаемых в

комбинированную энерготехнологическую систему стадии дегидрирования изоамиленов в изопрен в производстве изопрена.

Введение

Теплонасосные установки (ТНУ) парокомпрессионного типа в системах теплоснабжения промышленных предприятий предназначены для трансформации низкопотенциальной теплоты на более высокий уровень за счет дополнительных затрат электроэнергии. На основе их использования организуются утилизационные системы отопления, горячего водоснабжения, технологического тепло- и хладоснабжения. Основными источниками теплоты для ТНУ промышленных систем являются низкопотенциальные вторичные энергоресурсы (ВЭР) теплотехнологии: промышленные стоки, обратная вода систем водяного охлаждения; газообразные тепловые выбросы, а также теплота охлаждаемой технологической продукции и конструктивных элементов оборудования.

Известно, что трансформация теплоты с помощью ТНУ дает возможность создать замкнутый кругооборот части эксергии потребляемых тепловых потоков [1-3]. На топливосжигающих источниках тепловой энергии химическая эксергия топлива преобразуется в тепловую эксергию продуктов сгорания, которая затем трансформируется в другие формы энергоносителей: электроэнергию, горячую воду, водяной пар и т.д.

Если принять общий объем потребляемой эксергии теплового потока в системе за 100%, ТНУ позволяет 70+80% эксергии вернуть преобразованием теплоты с низкого на более высокий качественный уровень по температуре и давлению при дополнительных затратах 20+30% эксергии природного топлива. Таким образом, ТНУ, помимо экономических выгод, имеет преимущества с точки зрения экологической безопасности технологических и энергетических систем.

Одно из главных направлений использования теплонасосных установок -утилизационные системы горячего водоснабжения. По сравнению с местными топливосжигающими котельными парокомпрессионные ТНУ позволяют достичь до 30% экономии натурального топлива.

Конструкции и режимы работы ТНУ, используемых в утилизационных системах. Анализ тепловой и термодинамической эффективности стадии дегидрирования изоамиленов в изопрен в производстве изопрена, представленный

© И.А. Конахина Проблемы энергетики, 2003, № 9-10

в [1], показал, что для охлаждения контактного газа (технологический продукт стадии) с * = 250 °C до * = 60 °C в системе скрубберов используются значительные объемы промышленной и оборотной воды. Температурные уровни отвода теплоты находятся в пределах 20 + 85 °С. Часть отведенной теплоты (менее 20 %) утилизируется для получения горячей воды с * = 85 °^ остальное количество (более 80 %) сбрасывается в атмосферу. С целью утилизации сбросной теплоты предлагается включить в утилизационную систему замкнутый контур с ТНУ.

Рабочим агентом ТНУ обычно являются те же самые хладоны, которые используются и в холодильной технике [2-4]. В определенном диапазоне температур испарения *0 и конденсации ^ могут быть использованы различные типы хладагентов, поскольку зависимости отношения и разности давлений в процессе сжатия мало отличаются с изменением типа хладагента. Однако преимуществами, с точки зрения энергетической эффективности, обладают рабочие среды, обеспечивающие минимальное значение степени сжатия Рк/Р0 и максимальную объемную теплопроизводительность qv. В связи с этим различают рабочие агенты низкотемпературных ТНУ, обеспечивающих отпуск теплоты с температурой до 60 °^ и рабочие агенты высокотемпературных ТНУ. К числу последних относится и хладон R133a [5].

На рис.1,а представлена принципиальная схема одноступенчатой ТНУ парокомпрессионного типа; на рис. 1,б соответствующая ей диаграмма цикла в координатах Т-5.

Охлаждаемый поток (ВЭР)

а)

б)

Рис. 1. Принципиальная схема и цикл одноступенчатой ТНУ: а) принципиальная схема; б) Т-8 диаграмма цикла.

КМ - компрессор; И - испаритель; КД - конденсатор; ДР- дроссель

В испаритель И подводится теплота с потоком ВЭР. За счет этого хладагент, циркулирующий в замкнутом контуре системы кипит (в исследованиях ЭТКС стадии дегидрирования изоамиленов в изопрен принят диапазон температур кипения хладагента іо = 15 + 25 °С). В состоянии сухого насыщенного или

влажного пара он сжимается винтовым компрессором КМ до давления, обеспечивающего температуру конденсации хладагента в конденсаторе КД і = = 80+110 °С. Затем конденсат хладагента дросселируется до начальных параметров (ро; і о).

В [4] показано, что повысить энергетическую эффективность ТНУ с винтовыми компрессорами можно при осуществлении сжатия паров хладагента по правой пограничной кривой (см. рис. 2). Это предлагается делать с помощью впрыска жидкого хладагента, отбираемого на выходе из конденсатора, в рабочий объем компрессора. На рис.2,а представлена принципиальная схема одноступенчатой ТНУ, в которой реализуется данный процесс, а на рис. 2,б -соответствующая диаграмма цикла в координатах Т-8.

а)

б)

Рис. 2. Принципиальная схема и цикл одноступенчатой ТНУ со сжатием по правой пограничной кривой: а) принципиальная схема; б) Т-8 диаграмма цикла. ДР1-основой дроссель; ДР2- дроссель на линии впрыска (остальные обозначения аналогично рис.1)

Математическое моделирование ТНУ. В ходе моделирования задачи включения парокомпрессионной ТНУ в утилизационную систему стадии дегидрирования изоамиленов были приняты следующие допущения:

1. ТНУ входит в состав утилизационного контура, создаваемого на действующем предприятии, поэтому режим работы теплового насоса не должен существенно влиять на режим работы основного технологического оборудования.

2. Температуры кипения хладагента в испарителе и конденсации водяных паров в конденсаторе в каждом из рассматриваемых вариантов зафиксированы на определенных уровнях, которые, в свою очередь, выбираются исходя из режимных условий, диктуемых технологическим регламентом.

3. Основным параметром, по которому определяются критерии энергетической и термодинамической эффективности ТНУ, является температура *кд, достигаемая в конденсаторном аппарате (см. рис.1, 2).

4. Модель оперирует удельными показателями потоков энергии и эксергии, поэтому конструктивные особенности аппаратов не учитываются. С целью снижения погрешности расчетов в модели используются усредненные значения энергетических КПД для каждого из типов аппаратов, входящих в состав ТНУ, известные из справочной литературы. Это позволяет свести погрешность в расчете теплообменников до ±1,5+2%, а в расчете винтовых компрессоров - до ±5+6,5%.

5. Сжатие рабочих агентов может происходить в области влажных паров при условии 0,8< х<1, где х - степень сухости пара.

Диапазоны изменения температур в характерных точках цикла приведены в табл.1.

Таблица 1

Диапазоны изменения температур в характерных точках цикла ТНУ

Температура испарения хладагента і о, °С Температура конденсации паров хладагента в ИКД t кд, °С

10+60 90+130

В результате обработки табличных данных термодинамических характеристик хладагента И133а [5] в указанных диапазонах температур испарения и конденсации получены аналитические зависимости, которые приведены в табл.2. Относительные отклонения показателей, рассчитанных по аналитическим зависимостям табл.2, от табличных данных [5] составляют ±0,01+0,5%.

Баланс энергии ТНУ замкнутого типа в общем виде представляет собой уравнение

#вэр + 1 км =1 —Т1т)' (/и + #кд)+ #отп , (1)

4--------V--------'

потери

где Пт = 0,95 + 0,98 - КПД теплового потока.

Аналитические зависимости термодинамических характеристик хладагента Ш33а от

температуры насыщения і, °С

Определяемый показатель, У Расчетная формула Коэффициенты

Энтальпия насыщенной жидкости г' , кДж/кг У = а • і 2 + Ь • і + с а = 0,00162 Ь = 1,1162 с = 335,628

Энтальпия насыщенного пара г" , кДж/кг У = а • і 4 + Ь • і 3 + с • і 2 + й • і + е а = -5,080810-7 Ь = 1,423 10-4 с = -1,56710-2 й = 1,2993 е = 537,927

Энтропия насыщенной жидкости я' , кДж/кг У = а • і + Ь а = 0,00388 Ь = 3,394

Энтропия насыщенного пара я" , кДж/кг У » а = сопзі а = 4,155

Давление насыщения р, МПа У = а • і 4 + Ь • і 3 + с • і 2 + й • і + е а = 1,17710-9 Ь = 3,9540-7 с = 6,025 10-5 й = 3,245 10-3 е = 0,079

Баланс энергии для этой ТНУ в общем виде представляется соотношением е + £ = ((гпот + е пот )+(гпот + е пот )+ е пот )+ е

евэр ^£ км ^ екд \^др1 ^ др2 / км еотп • Уг)

4-----------------V-----------------'

потери

Процесс дросселирования происходит при постоянной энтальпии. Таким образом, в начальной точке 1 (см. рис.1,б) процесса испарения хладагента, выполняется условие

*01 = г'вд, кДж/кг. (3)

Степень сухости влажного пара в точке 1 определяется из соотношения ,

*01 = У ? при *01 е[0, 1]. (4)

*0 - *0

Здесь и далее параметры, указанные с одним штрихом, соответствуют состоянию насыщенной жидкости, с двумя штрихами - состоянию сухого насыщенного пара.

Энтальпия паров хладагента на выходе из испарителя (точка 2 цикла)

*02 = *01 + Явэр , кДж/кг, (5)

чему соответствует степень сухости

*02 = *01 + ,!вэр, . при *02 е [0, 1]. (6)

г0 - г0

Удельная адиабатная работа сжатия компрессора КМ

£ ад = гкд2 - *02 , кДж/кг, (7)

определяется, исходя из условия постоянства энтропии

*02 = *ид:д2 , кДж/кг. (8)

Степень сухости сжатых паров хладагента, отвечающая этим условиям

* ад .

*кд2 .

Энтальпия паров хладагента в конце процесса адиабатного сжатия

^кд = + *кд2 ’ (*кд — *кд ), кДж/кг. (9)

Действительная работа сжатия компрессора КМ с учетом внутреннего

тлтттт км

индикаторного КПД Пд/

£ км

£ км = _ад_ , кДж/кг. (10)

км п0|

Известно, что для винтовых компрессоров внутренний индикаторный КПД П01 зависит от степени сжатия б = рикд / Р0, а принятые допущения сводят эту зависимость для компрессора КМ ТНУ к виду

пкм = f(! кд )• (11)

Действительное значение энтальпии в конце процесса сжатия (точка 3 цикла)

1

;ад

*кд2 “км ' *кд2 + П0!

1 -- 1

км

П0!

*02 , кДж/кг. (12)

Удельное количество теплоты, подведенное в КД в процессе конденсации хладагента (процесс 3-4 на рис.1,б), составляет

4кд = /кд2 /Iкд = 4вэр + £д , кДж/кг. (13)

В [4] представлена методика расчета дополнительного расхода хладагента, которая сводится к интегральному уравнению

4 / -4- = 1Е-, (!4)

с* 1 + 8 401

где сх - усредненное значение теплоемкости сухого насыщенного пара хладагента, кДж/(кг^К); #0* - удельная холодопроизводительность,

соответствующая температуре Т, кДж/кг. Эту характеристику рекомендуется представлять в виде зависимости от температуры

#0і = а • Т2 + Ь • Т + с. (15)

Данная методика оперирует усредненными теплофизическими характеристиками рабочего вещества, что вносит существенные погрешности в расчет. Кроме того, соотношение (16) довольно сложно реализовать без применения ЭВМ.

Как видно из табл.2, хладон И133а имеет термодинамические характеристики, позволяющие принять допущение, что адиабатное сжатие сухих насыщенных паров рабочего агента происходит по правой пограничной кривой. Это допущение дает возможность существенно упростить решение задачи расчета дополнительного расхода хладагента на впрыск в рабочий объем компрессора.

Выделим на диаграмме процесса сжатия произвольный участок, характеризуемый бесконечно малым перепадом температур АТ. Тогда тепловой баланс рабочего участка можно представить в виде

(1 + 8) • ід +А8 • 4 д = (1 + 8 + А§г) і" , (16)

где А8 - расход хладагента для впрыска на данном участке, кг/кг; ікд - энтальпия жидкого хладагента на выходе из конденсатора, кДж/кг; (1+8) - расчетный расход хладагента на входе в участок с учетом впрыска на предыдущих участках компрессора, кг/кг; і д - действительная энтальпия рабочего агента на выходе из рабочего участка, кДж/кг; і" - энтальпия сухого насыщенного пара,

соответствующая температуре на выходе из рассматриваемого участка, кДж/кг.

После небольших преобразований (16) приводится к виду

А 8 ( — і")

їїА8!-(Ч. (17)

(1 + 8) ("-ікд )

Учитывая, что для хладона R133a s— » s ,

-oi -oi

1

-1 \n0i у

•1 ot •

Здесь индекс «0£» соответствует состоянию рабочего агента на входе в выделенный рабочий участок.

Принимая во внимание (18), уравнение (17) приобретает вид

Ag

(1 + g)

1

-1

noi

V -iot.

v'—l

кд^

или

Ag (1+g)'

'-L -

Vnoi у

Ai"

(l”-1кд )

(19)

При переходе к бесконечно малым диапазонам Д ^ 0 и соответствующим им Д§ ^ 0 уравнение (19) приобретает форму дифференциального уравнения

dg

(1+g)

'-L -

V-oi у

di" (l"-1кд )

(2o)

где 1кд = const; -oi = const.

Решение этого уравнения состоит в интегрировании обеих частей по всей рабочей области компрессора:

dg

^ I -_______1 • V di"

(1+g) l-oi )(i"- 4д)’

(21)

которое имеет вид

ln(1 + G ) =

-1'

-oi у

' ln

1кд - 1кд

io - 1кд у

(22)

или

G-

f — ,1 л

i - 1кд

qo

\ У

V-oi

- 1,

1

1

где 40 - удельная хладопроизводительность ТНУ.

При этом количество теплоты, отведенной в конденсаторе ТНУ, может быть определено с помощью соотношения

4кд = а ■ (" - *кд ), кДж/кг. (24)

Удельная работа, затраченная в компрессоре ТНУ

1 км = 4к 40 , кДж/кг. (25)

Лэм

В табл. 3 представлены результаты расчета энергетических показателей обычного цикла одноступенчатой ТНУ и цикла со сжатием по правой пограничной кривой. В последнем случае принимались следующие показатели КПД компрессора: П0|' = 0,8; пэм = 0,9, которые считались константами,

поскольку охлаждение хладона впрыском обеспечивает наилучшие условия работы винтового компрессора. Значения КПД для циклов одноступенчатого сжатия без впрыска (а также для цикла двухступенчатого сжатия, когда это требовалось по объективным показателям) представлены в табл.4. Были приняты следующие обозначения:

4кд

4* =-----коэффициент преобразования теплоты;

40

4кд

ц =------основная характеристика энергетической эффективности цикла

1 км

парокомпрессионных ТНУ, представляющая собой коэффициент преобразования энергии (КпЭ);

4кд

ц * =-р------------^ - КПЭ, учитывающий количество теплоты, подведенной в

(0 +1 км } испаритель;

4кд + 40 “ А*

ц *0 =-----------------КПЭ, учитывающий «полезные эффекты» и рассчитанный

1 км

в условиях, когда теплота, подведенная в испаритель, отбирается от внешнего охлаждаемого объекта. При этом ТНУ одновременно является источником теплоты и холода.

Из рассмотренных режимов работы ТНУ со сжатием по правой пограничной кривой наиболее эффективными оказались:

• в утилизационной системе теплохладоснабжения - режим с одновременным отпуском горячей воды * = 100 °С и захоложенной воды с * = 10 °С в условиях сжатия по правой пограничной кривой;

• в утилизационной системе теплоснабжения - режим с отпуском горячей воды * = 100 °С и использованием ВЭР, имеющего потенциал * = 60 °С.

Результаты расчета показателей обычного цикла одноступенчатой ТНУ и цикла со сжатием по правой пограничной кривой для хладона Ш33а

о ^ и § и о Цикл со сжатием по правой пограничной кривой

о, кг/кг кДж/кг Чкд , кДж/кг Чі, кДж/кг , /кг а ^ ^ и Ц Ц і Ц і 0

130/10 1,224 49,68 134,89 2,72 111,38 1,21 0,84 1,66

130/40 1,117 71,79 123,12 1,72 67,10 1,83 0,89 2,90

130/60 1,079 82,57 118,91 1,44 47,50 2,50 0,91 4,24

115/10 1,156 71,61 146,15 2,04 97,45 1,50 0,86 2,23

115/40 1,082 93,72 136,70 1,46 56,19 2,43 0,91 4,10

115/60 1,053 104,50 133,04 1,27 37,31 3,57 0,94 6,37

100/10 1,115 93,12 158,11 1,70 84,95 1,86 0,89 2,96

100/40 1,057 115,23 149,95 1,30 45,39 3,30 0,93 5,84

100/60 1,034 126,01 146,64 1,16 26,97 5,44 0,96 10,11

Обычный цикл

130/10 1,000 49,68 110,19 2,22 98,88 1,11 0,74 1,62

130/40 71,79 110,19 1,53 62,76 1,76 0,82 2,90

130/60 82,57 110,19 1,33 45,14 2,44 0,86 4,27

115/10 71,61 126,40 1,77 89,52 1,41 0,78 2,21

115/40 93,72 126,40 1,35 53,40 2,37 0,86 4,12

115/60 104,50 126,40 1,21 35,78 3,53 0,90 6,45

100/10 93,12 141,86 1,52 79,64 1,78 0,82 2,95

100/40 115,23 141,86 1,23 43,52 3,26 0,89 5,91

100/60 126,01 141,86 1,13 25,90 5,48 0,93 10,34

Цикл двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением

130/10 1,000 49,68 85,79 88,99 1,73 0,96 0,62 1,52

115/10 71,79 103,79 80,57 1,45 1,29 0,68 2,18

100/10 93,12 121,1 71,67 1,30 1,69 0,74 2,99

Энергетический эффект утилизационного теплоснабжения на базе ТНУ состоял в повышении теплового КПИ комбинированной энерготехнологической системы стадии дегидрирования изоамиленов в изопрен в производстве изопрена с 72 % до 87,5 %. При этом эксергетический КПИ системы повысился с 42 % до 53,5%, а экономия топлива достигла 60,5 тыс. т у.т./год, или 5% от суммарного топливопотребления стадии.

Как видно из табл.5, режим работы винтового одноступенчатого ТНУ со сжатием из области влажного пара практически для всего исследуемого диапазона температур испарения и конденсации рабочего агента оказывается предпочтительным. Исключением является режим, соответствующий выделенной строке в таблице 5.

Условия сжатия хладона Ш33а в винтовом компрессоре с неохлаждаемым корпусом [4]

^ кд / ^ 0 , °С/°С Степень сжатия 8 = Ркд / Р0 Разность давлений, МПа Ар = Ркд - Р0 Л0! Пэм

130/10 23,10 2,605 ^ 0 0,8

В цикле двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением (для каждой ступени) 4,81 I ступень: 0,45; II ступень: 2,27 0,72 0,9

130/40 8,16 2,39 0,7 0,89

130/60 4,61 2,132 0,73 0,91

115/10 17,40 1,934 ^ 0 0,82

В цикле двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением (для каждой ступени) 4,17 I ступень: 0,37; II ступень: 1,68 0,75 0,91

115/40 6,15 1,719 0,69 0,9

115/60 3,47 1,461 0,74 0,92

100/10 12,87 1,399 ^ 0 0,85

В цикле двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением (для каждой ступени) 3,59 I ступень: 0,31 II ступень: 1,21 0,74 0,92

100/40 4,55 1,184 0,73 0,91

100/60 2,57 0,926 0,7 0,93

Примечание: выделены значения, соответствующие области применения цикла двухступенчатого сжатия в компрессоре с промежуточным охлаждением.

Реализация циклов со сжатием из области влажного пара дает экономию энергоресурсов в цикле ТНУ в размере 3 + 30 %, а дополнительная экономия топлива во всей ЭТКС при этом достигает 2 %.

Таблица 5

Результаты расчета показателей цикла одноступенчатой ТНУ со сжатием из области _________________________влажного пара для хладона ШЭЭа_______________________________

t кд /10, °С/°С 40, кДж/кг Чкд , кДж/кг qt, кДж/кг 1 км •> кДж/кг Ц Ц t Ц10

Степень сухости пара x = 0,8

130/10 9,222 60,17 6,52 50,95 1,18 1,00 1,36

130/40 33,914 66,75 1,97 32,83 2,03 1,00 3,07

130/60 47,723 71,60 1,50 23,87 3,00 1,00 5,00

115/10 31,150 78,94 2,53 47,79 1,65 1,00 2,30

115/40 55,841 84,94 1,52 29,10 2,92 1,00 4,84

115/60 69,651 89,41 1,28 19,75 4,53 1,00 8,05

100/10 52,662 96,17 1,83 43,51 2,21 1,00 3,42

100/40 77,353 101,71 1,31 24,36 4,18 1,00 7,35

100/60 91,163 105,88 1,16 14,71 7,20 1,00 13,39

Степень сухости пара x = 0,9

130/10 29,452 90,52 3,07 61,07 1,48 1,00 1,96

130/40 52,851 91,86 1,74 39,01 2,35 1,00 3,71

130/60 65,146 93,33 1,43 28,19 3,31 1,00 5,62

115/10 51,380 107,50 2,09 56,12 1,92 1,00 2,83

115/40 74,778 108,55 1,45 33,77 3,21 1,00 5,43

115/60 87,074 109,83 1,26 22,76 4,83 1,00 8,65

100/10 72,891 123,31 1,69 50,42 2,45 1,00 3,89

100/40 96,290 124,14 1,29 27,85 4,46 1,00 7,92

100/60 108,586 125,27 1,15 16,68 7,51 1,00 14,02

Summary

The theoretical and applied aspects of the using Heat Pump in systems on petrochemical enterprise are considered. Results of the study energy efficiency of the using Heat Pump are presented on example of multifunction system at the stage of dehydrogenation isoamylenes to isoprene by manufacture of isoprene.

Литература

1. Назмеев Ю.Г. Конахина И. А. Организация энерготехнологических комплексов в нефтехимической промышленности. - М.: Издательство МЭИ, 2001. - 364 с.

2. Везиришвили О.Ш., Меладзе Н.В. Энергосберегающие теплонасосные

системы тепло- и хладоснабжения. - М.: МЭИ, 1994. - 160 с.

3. Янтовский Е.И. , Левин Л.А. Промышленные тепловые насосы. - М.:

Энергоатомиздат, 1989. - 128 с.

4. Холодильные машины. Учебник для втузов по специальности

«Холодильные машины и установки» / Н.Н. Кошкин, И.А.Сакун, Е.М. Бамбушек и др. // Под общ. Ред. И.А.Сакуна. - Л.: Машиностроение, 1985.

5. Трукшин И.Г., Марковцев Б.Г., Сагайдакова Н.С. Теплофизические свойства

хладагента R133a // Холодильная техника. - №2. - 1990. - С. 54-56.

Поступила 09.09.2003