Применение тепловых насосов каскадного типа в утилизационных системах теплоснабжения нефтехимических производств Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 658.26:66.0

ПРИМЕНЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ КАСКАДНОГО ТИПА В УТИЛИЗАЦИОННЫХ СИСТЕМАХ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ НЕФТЕХИМИЧЕСКИХ ПРОИЗВОДСТВ

И.А. КОНАХИНА

Представлены результаты исследования энергетической эффективности теплонасосной установки (ТНУ) каскадного типа. Рабочим агентом нижней ветви каскада является фреон Я133а, рабочим агентом верхней ветви каскада - водяной пар. Используя конструктивные особенности винтовых компрессоров ТНУ, рассмотрена возможность организации цикла со сжатием рабочего агента из области влажного пара и со сжатием по правой пограничной кривой. Условия работы ТНУ выбраны в соответствии с реальными условиями работы утилизационных систем нефтехимических предприятий.

Условия работы и энергетические показатели утилизационных ТНУ с рекомпрессией пара в теплотехнологических системах нефтехимических производств

На промышленных нефтехимических предприятиях выход водяного пара низкого давления может составлять десятки тонн в час: он образуется с паром вторичного вскипания в системах сбора и возврата конденсата, с отработанным паром силовых агрегатов, с паром систем испарительного охлаждения печей и закалочных змеевиков и т.д. В таких условиях целесообразно использовать компрессионные установки для повышения давления пара с целью последующего теплоиспользования в технологических системах, вытеснения

высококачественного свежего пара, поступающего от внешних источников

Казанский государственный энергетический университет

(рис.1).

Г!

9

КМ

ВЭР в виде пара низкого давления

Рис. 1. Парокомпрессионная установка открытого типа: КМ - компрессор; П - потребитель теплоты

© И.А.Конахина Проблемы энергетики, 2003, № 11-12

Такое решение позволит за счет дополнительных затрат электроэнергии получить качественный энергоноситель для систем теплоснабжения промышленного предприятия. Заключение об энергетической эффективности использования ТНУ производится на основе сравнения величин [1, 2]:

1) топливного эквивалента дополнительных затрат энергоресурсов на привод ТНУ;

2) топливного эквивалента возвращаемой в систему тепловой энергии.

Удельная работа компрессора на сжатие 1 кг пара определяется соотношением

Дкиэ

Дйк = ——, кДж/кг, (1)

где - повышение энтальпии в процессе изоэнтропного сжатия, кДж/кг; по*" внутренний индикаторный КПД компрессора.

Расход электроэнергии на привод ТНУ рассчитывается с учетом электромеханического КПД агрегата:

_ Лкк

эк = ——, кДж/кг. (2)

пэм

При расчете затрат теплоты топлива на выработку электроэнергии обычно предполагается, что она вырабатывается на КЭС,

Чтоп = Чк ■ эк , кДж/кг. (3)

Здесь чк - удельный расход теплоты топлива на единицу отпущенной электроэнергии. Для современных КЭС чк = 2,7. С учетом потерь энергии в сетях и в процессе трансформации энергии на валу компрессора чк = 2,9 [1].

Удельное количество передаваемой потребителю теплоты определяется при давлении конденсации

Чпот = П т ■ (к"-к'), кДж/кг, (4)

"

где пт = 0,95*0,98 - коэффициент теплового потока; к - энтальпия рабочего потока на выходе из компрессора, кДж/кг; к - энтальпия конденсата на выходе от потребителя, кДж/кг.

Экономия теплоты природного топлива составляет

Чэк = Чпот — Чтоп , кДж/кг. (5)

Коэффициент преобразования энергии в ТНУ

Ц = . (6)

эк

В зависимости от температуры конденсации потребитель может сэкономить 2*3-кратный эквивалент природного топлива, по сравнению с его затратами на КЭС, для выработки электроэнергии, необходимой на привод компрессора.

Отработанный пар на выходе из паросиловых агрегатов может быть загрязнен. При образовании конденсата греющего пара на нефтехимических предприятиях из-за протечек в теплообменном оборудовании также высока вероятность загрязнения углеводородами. В таких случаях можно переходить на схему с промежуточным теплоносителем.

Наилучшие значения показателя преобразования энергии (КПЭ) для ТНУ с рекомпрессией пара достигаются при сжатии влажного пара компрессорами винтового типа [3]. В зависимости от степени сжатия рабочего агента, его термодинамических и теплофизических параметров, а также типа приводного механизма (электропривод, газовая турбина или ДВС) экономия топлива по сравнению с паровым котлом (пк = 85%) может составлять 40 - 70% [3-5].

При тепловом потреблении пара его перегрев не имеет существенного значения. Напротив, подача в теплообменное оборудование перегретого пара может привести к росту тепловых потерь с пролетным паром. С другой стороны, в компрессионном оборудовании, с целью уменьшения работы сжатия, применяется промежуточное охлаждение рабочего тела. В последние годы появились разработки и конструкции холодильных компрессоров (винтовых и центробежных) с впрыском жидкого хладагента, что позволяет вести процесс сжатия практически по линии насыщенных паров [5] и минимизировать затраты энергии на осуществление этого процесса.

Винтовые компрессоры в системах ТНУ с рекомпрессией пара имеют ряд преимуществ:

1) они имеют малую скорость вращения ротора, поэтому, по сравнению с осевыми и центробежными компрессорами, они обеспечивает безударное течение рабочего потока и обладают меньшей чувствительностью к дисбалансам поступления пара;

2) могут работать с загрязненным паром, в том числе и имеющим примеси конденсирующихся и неконденсирующихся газов, без опасности повреждения компрессора;

3) может быть организован процесс сжатия, близкий к изотермическому. Как следствие - уменьшается работа сжатия.

Потребители пара на крупных предприятиях обычно подключаются к общей системе пароснабжения от заводской котельной или ТЭЦ. Давление свежего пара поддерживается на уровне 1,1*9,0 МПа и определяется требованиями отдельных потребителей, а также условиями транспортировки пара к наиболее отдаленным потребителям.

Однако для большинства технологических потребителей достаточен уровень давления пара 0,4*0,8 МПа. Снижение давления до этого уровня обеспечивается дросселированием свежего пара на распределительных станциях или непосредственно перед потребителями.

Учитывая указанные выше обстоятельства, а также специфику теплопотребления нефтехимических предприятий:

• до 98% потребления теплоты происходит с водяным паром. Потребители на крупных предприятиях, как правило, подключены к общей системе пароснабжения от заводской котельной или ТЭЦ. Давление свежего пара поддерживается на уровне 1,1*9,0 МПа и определяется условиями транспортировки пара к наиболее отдаленным потребителям, а также требованиями отдельных потребителей;

• для большинства технологических потребителей достаточен уровень давления пара 0,4-ь0,8 МПа. Снижение давления до этого уровня обеспечивается дросселированием свежего пара на распределительных станциях или непосредственно перед потребителями, но энергия расширения свежего пара при этом не используется. В результате значительная доля эксергии потока пара теряется;

• перегрев пара в процессах теплопередачи не имеет существенной роли, а его использование может вызвать повышение уровня тепловых потерь в теплоиспользующих аппаратах с пролетным паром, предлагается использовать

Рис. 2. Схема каскадной ТНУ замкнутого типа:

И - испаритель; КМ1, КМ2 - компрессор нижней и верхней ветви соответственно; ИКД -испарительно-конденсаторный аппарат; КД - конденсатор; ДР1, ДР2 - дроссель

Подобные установки получили распространение в системах хладоснабжения и криогенной техники с целью получения низких температур. В литературе [3, 6] встречаются предложения по использованию каскадных ТНУ в комбинации с холодильными установками. С их помощью утилизируется теплота конденсации хладагента нижней ветви каскада, а из конденсатора теплового насоса отпускается теплота на нужды горячего водоснабжения с температурой до t = = 80°С.

Схема и режимы работы каскадной ТНУ

На рис.2 представлена каскадная ТНУ замкнутого типа. Теплота ВЭР поступает в испаритель И, за счет чего испаряется хладагент нижней ветви каскада.

Пары хладагента сжимаются винтовым компрессором КМ1 до давления конденсации, затем конденсируются в ИКД, отдавая теплоту влажному водяному пару, а жидкий хладагент дросселируется в ДР1, переходя в исходное состояние.

Водяной пар из ИКД сжимается винтовым компрессором КМ2 до давления конденсации (0,4*0,8 МПа), после чего конденсируется в КД, отдавая теплоту внешним потребителям и дросселируется в ДР2, замыкая цикл верхней ветви каскада.

Каскадную ТНУ предлагается включить в утилизационный контур комбинированной энерготехнологической системы (ЭТКС) стадии дегидрирования изоамиленов в изопрен в производстве изопрена. В ходе постановки задачи моделирования утилизационной ТНУ 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 *икц, достигаемая в испарительно-конденсаторном аппарате. Эта предпосылка вытекает из предыдущего пункта, кроме того, результаты структурного анализа замкнутой ТНУ подтверждают, что данный параметр наиболее существенно влияет на показатели эффективности установки.

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 к.п.д. 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.

В структуре каскадной ТНУ замкнутого типа (рис.2) имеется два контура, которые связаны между собой посредством узла ИКД. Поэтому при построении расчетного алгоритма выбираются два условно-разрываемых потока:

1) выходной поток хладагента в ИКД для нижней ветви каскада;

2) входной поток влажного водяного пара ИКД для верхней ветви каскада.

Параметры выбранных удельных потоков определяются по температуре конденсации паров хладагента *икц, так как экономически оптимальная

»

температура насыщения водяного пара *икд в аппарате зависит от *икц и может быть найдена из соотношения [5]

* икд = * икд + ^ н = * икд + 5 * 10 С. (7)

Диапазоны изменения температур в характерных точках цикла приведены в табл.1. Аналитические зависимости термодинамических свойств воды и водяного пара в выделенных диапазонах температур приведены в табл.21.

Таблица 1

Диапазоны изменения температур в характерных точках цикла ТНУ

Температура испарения хладагента і о, °С Температура конденсации паров хладагента в ИКД і икд, °С Температура конденсации водяного пара і , °С кд

10*60 90*130 150*190

Таблица 2

Аналитические зависимости термодинамических характеристик воды и водяного пара от

температуры насыщения

Определяемый показатель, У Расчетная формула* Коэффициенты

Энтальпия насыщенной жидкости г', кДж/кг У = а • X2 + Ь • X + с а =0,00127 Ь = 3,95 с = 11,186

Энтальпия насыщенного пара г", кДж/кг а • X 4 + Ь • X 3 + с • X 2 + й • X + е а = 1,06710-8 Ь = -2,16510-5 с = 3,26710-3 й =1,526 е =2511,645

Энтропия насыщенной жидкости ж', кДж/кг У = а • X + Ь а = 0,01139 Ь = 0,2675

Энтропия насыщенного пара я", кДж/кг У = а • X + Ь а = -0,009655 Ь = 8,3194

Давление насыщения р, МПа а • X 4 + Ь • X 3 + с • X 2 + й • X + е а = 1,51310-9 Ь = -1,980-10-7 с = 2,19710-5 й = -8,875-10-4 е = 0,0171

*Х - температура насыщения рабочего агента, °С.

Расчет верхней ветви цикла при работе на водяном паре В точке 5 начала процесса испарения воды в ИКД выполняются условия:

*0в = *икд + ^н , С, (8)

1 Аналитические зависимости для хладона Я133а приведены в статье Конахиной И.А.

«Организация утилизационных систем теплохладоснабжения нефтехимических

производств на базе тепловых насосов» // Изв. Вузов. «Энергетика». - 2003. - № 4. Там же

приведена расчетная методика для нижней ветви цикла каскада.

г01в = г'кд , кДж/кг. (9)

Степень сухости влажного пара в точке 5 определяется из соотношения ,

*01в = .г,0в , при х01в е [0, 1]. (10)

гОв — г0в

Здесь и далее индекс «в» означает, что данные параметры относятся к контуру с рабочим агентом - водой.

Удельная энтальпия водяных паров на выходе из испарителя (точка 6 цикла)

г02в = г01в + П т -икд , кДж/кг, (11)

-

чему соответствует степень сухости

х02в = х01в + ( ( т -,икд_ , при х02в е [0, 1]. (12)

\г Ов — г0в /' —

Здесь - - коэффициент расхода рабочего агента в верхней ветви цикла,

- = Пт -икд , кг/кг. (13)

\г'0в -г0в /

Удельная адиабатная работа сжатия компрессора КМ2 1 км2 = г'й — *02в , кДж/кг, (14)

определяется исходя из условия постоянства энтропии

*02в = С , кДж/кг. (15)

Степень сухости сжатого водяного пара, отвечающая этим условиям, -£^2 . Энтальпия водяных паров в конце процесса адиабатного сжатия

г'кд = гкд + Хкд2 ’ (гкд — ), кДж/кг. (16)

Действительная работа сжатия компрессора с учетом внутреннего

индикаторного КПД, П0г,

1 д.в = 1 ад.в / П0г, кДж/кг. (17)

Принятые допущения сводят зависимость П0| от режимных параметров для компрессора верхней ветви каскада КМ2 к виду

П0г = У(икд ). (18)

Действительное значение энтальпии в конце процесса сжатия (точка 7 цикла)

i т = — • iад +

,кд2 noi >кд2 +

noi

i02в, кДж/кг. (19)

Удельное количество теплоты, отведенное в КД в процессе конденсации водяных паров (процесс 7-8 на рис.2), составляет

—кд = гкд2 — гк д, кДж/кг. (20)

Количество теплоты, отпущенной потребителю с учетом тепловых потерь в теплообменнике КД, составляет

-отп =Пт ' -кд . (21)

Для цикла, где рабочим агентом является водяной пар, вывод уравнения для расчета цикла со сжатием по правой пограничной кривой более сложен, чем

О О

для хладона Ш33а, т.к. условие 0 » * не выполняется.

Действительная энтальпия на выходе из выделенного рабочего участка компрессора ТНУ

i = i" + iag it0 = iag д = it0 + пкм2 = пкм2

n0i n0i

1 -1

км2

Vn0i

" i "

‘ i{0 ±~КМ2 ± i , кДж/кг’ (22)

n0i

где знак ± указывает на то, что данный (фиктивный) член уравнения одновременно прибавляется и вычитается.

Отсюда

„ i - i f ‘ад 1

1 д -1 =~П------------+

n 0i

—-1^-(" - i"0). (23)

Inoi )

При постоянном давлении в условиях малых перепадов температур в области перегрева пара приближенно можно считать [7]

гад — г О * Т(*ад — *" )= Т(*°0 — *о). (24)

Кроме того, при p = const в области влажного пара

г" — гкд = Т Т"—ягх ), (25)

где Я(х - энтропия, соответствующая точке в области влажного пара, где

выполняется условие = гк при температуре насыщения, равной Т .

Приближенное значение энтропии на линии изоэнтальпы в процессе

дросселирования можно определить с помощью линейного уравнения

*£ = А • Т + В , Т е[2Ь, Т кд ]. (26)

Удельная энтропия в начале процесса дросселирования

*кд = А • Ткд + В, (27)

в конце процесса дросселирования

*0х = А • Т0 + В.

Отсюда

*кд — *0х = А • (Ткд — Т0 )

и

А = V. — *0х . (28)

Ткд — Т0

Для любой промежуточной точки процесса в выделенном диапазоне

температур [Т0; Т кд ]

= 4д — А (Ткд — Т). (29)

Используя аналитическое выражение для расчета энтропии сухого

насыщенно пара (см. табл.2), получаем следующее соотношение:

*

Т = 1134,667-----------, К. (30)

0,009655

Тогда (29) сводится к уравнению А • *

= К------------, (31)

“ 0,009655

где К - константа

К = *кд + А (1134,667 — Ткд). (32)

Соотношение для расчета дополнительного расхода рабочего агента на впрыск в компрессор с целью обеспечения режима сжатия по правой пограничной кривой имеет вид

а*

(1+* )

„км2

-1

а;

а*

;кд)

км2

П0;

м • * - к

(33)

где М - константа (см. табл.4)

лж л А

М = 1 + -

0,009655

Интегрируя обе части этого уравнения по всей рабочей области компрессора, получено

С

1п(1 + в ) =

„км2 1П0;

-1

Л'

1п

кд

(

М„км2

•П0;

1п

М•*кд К

М • *0 - К

(34)

откуда

в =

(•" •' Л ;кд - ;кд / \ —Ц--1 км2 ^0; ) Г ” „Л М •*кд -К с \ -1 пг _км2 ^ М-П0;

40 \ У ^ М • *к - К у

-1

(35)

1

1

;кд ;кд

В табл. 3-6 представлены результаты расчета энергетических показателей обычного цикла одноступенчатой ТНУ и цикла со сжатием по правой пограничной кривой при использовании в качестве рабочего агента водяного пара. В табл. 7 - сводные результаты для каскадной ТНУ в целом.

Таблица 3

Результаты расчета показателей обычного цикла одноступенчатой ТНУ и цикла со сжатием по правой пограничной кривой для водяного пара

г кд Цикл со сжатием по правой пограничной кривой

г икд0 °С/°С (1+в), кг/кг 40. кДж/кг Чкд > кДж/кг Чг , кДж кг 1 км кДж/кг Ц Ц г Ц г 0

150/95 1,145 2036,15 2371,81 1,165 426,74 5,558 0,963 10,329

150/110 1,104 2059,52 2287,52 1,111 305,20 7,495 0,967 14,243

150/125 1,064 2081,50 2205,19 1,059 187,44 11,765 0,972 22,870

1 кд Цикл со сжатием по правой пограничной кривой

(1+Є), кг/кг кДж/кг Чкд > кДж/кг Чі , кДж кг 1 км > кДж/кг Ц Ц і Ц10

1 икд0 °С/°С

170/95 1,216 1949,02 2440,37 1,252 601,28 4,059 0,957 7,300

170/110 1,170 1972,39 2349,41 1,191 472,18 4,976 0,961 9,153

170/125 1,126 1994,37 2260,89 1,134 347,40 6,508 0,965 12,249

190/95 1,301 1860,87 2520,40 1,354 789,96 3,191 0,951 5,546

190/110 1,250 1884,25 2421,40 1,285 651,74 3,715 0,955 6,606

190/125 1,200 1906,23 2325,43 1,220 518,51 4,485 0,959 8,161

Обычный цикл

150/95 1,000 2038,93 2276,26 1,12 535,9 4,25 0,89 8,01

150/110 2061,48 2221,09 1,08 335,4 6,62 0,93 12,77

150/125 2081,75 2196,62 1,06 240 9,15 0,95 17,83

170/95 1951,80 2481,40 1,27 1101,3 2,25 0,81 4,03

170/110 1974,36 2241,35 1,14 511,7 4,38 0,90 8,24

170/125 1994,63 2180,79 1,09 339,5 6,42 0,93 12,30

190/95* - - - - - -

190/110 1886,57 2412,31 1,28 784,4 3,08 0,90 5,48

190/125 1906,84 2207,32 1,16 521,7 4,23 0,91 7,89

Цикл двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением

170/95 1,000 1951,80 2312,2 1,185 671,9 4,33 0,88 6,35

190/95 1864,01 2214,5 1,188 728,8 3,04 0,85 5,60

*Реализация данного режима невозможна.

Таблица 4

Значения коэффициентов А, К, М

1 кд °С 150 150 150 170 170 170 190 190 190

"17’ °С 95 110 125 95 110 125 95 110 125

А103 -1,147 -0,829 -0,503 -1,216 -0,895 -0,567 -1,285 -0,962 -0,632

К 1,009 1,236 1,468 1,193 1,414 1,641 1,378 1,595 1,817

М 0,881 0,914 0,948 0,874 0,907 0,941 0,867 0,900 0,935

Таблица 5

Условия сжатия водяного пара в винтовом компрессоре с неохлаждаемым корпусом* [5]

1 кд /10 , °С/°С Степень сжатия 8 = Ркд 1Р0 Разность давлений, МПа, Ар = Ркд - Р0 П0І Лэм

150/95 5,63 0,3915 0,7 0,9

150/110 3,32 0,3327 0,74 0,92

150/125 2,05 0,228 0,63 0,93

г кд / г 0, °С/°С Степень сжатия 8 = Ркд / Р0 Разность давлений, МПа, Ар = Ркд - Р0 П01 пэм

170/95 9,37 0,708 0,45 0,88

В цикле двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением (для каждой ступени) 3,32 I ступень: 0,196; II ступень: 0,511 0,74 0,92

170/110 5,53 0,649 0,7 0,9

170/125 3,41 0,56 0,74 0,92

190/95 14,85 1,171 ^ 0 0,85

В цикле двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением (для каждой ступени) 3,85 I ступень: 0,241; II ступень: 0,93 0,75 0,91

190/110 8,76 1,112 0,5 0,89

190/125 5,41 1,023 0,7 0,9

*Выделены значения, соответствующие области применения цикла

двухступенчатого сжатия в компрессоре с промежуточным охлаждением.

Таблица 6

Результаты расчета верхней ветви каскада со сжатием из области влажного пара

° г / кд ° О , /кг , ж/к ^ и 4кд , кДж/кг , кДж/кг г к ,1$ кД ^ и Ц Ц г Ц г 0

Степень сухости пара х = 0,8

150/95 1584,07 1873,18 1,18 289,11 6,48 1,00 11,96

150/110 1614,81 1822,82 1,13 208,01 8,76 1,00 16,53

150/125 1643,84 1772,64 1,08 128,80 13,76 1,00 26,52

170/95 1496,95 1901,94 1,27 404,99 4,70 1,00 8,39

170/110 1527,69 1848,57 1,21 320,88 5,76 1,00 10,52

170/125 1556,72 1795,39 1,15 238,67 7,52 1,00 14,04

Степень сухости пара х = 0,8

190/95 1409,16 1940,26 1,38 531,10 3,65 1,00 6,31

190/110 1439,90 1883,29 1,31 443,39 4,25 1,00 7,49

190/125 1468,92 1826,52 1,24 357,59 5,11 1,00 9,22

О ^ и § и ^ о 20* кДж/кг /кг а Чг, кДж/кг , /кг кД ^ и Ц Ц г Ц г 0

Степень сухости пара х = 0,9

150/95 1811,50 2140,31 1,18 328,81 6,51 1,00 12,02

150/110 1838,15 2074,64 1,13 236,50 8,77 1,00 16,54

150/125 1862,80 2009,20 1,08 146,40 13,72 1,00 26,45

170/95 1724,38 2187,80 1,27 463,42 4,72 1,00 8,44

170/110 1751,03 2118,12 1,21 367,09 5,77 1,00 10,54

170/125 1775,67 2048,66 1,15 272,98 7,50 1,00 14,01

190/95 1636,59 2248,51 1,37 611,92 3,67 1,00 6,35

190/110 1663,23 2174,02 1,31 510,79 4,26 1,00 7,51

190/125 1687,88 2099,76 1,24 411,88 5,10 1,00 9,20

Таблица 7

Сводные результаты расчета каскадной ТНУ (температура всасывания компрессора верхней ветви 125 °С)

г кд г 0 °С °С Ч0, кДж кг Чкд , кДж кг Чг, кДж кг 1 1 км 5 кДж кг Ц Цг Цг0

Степень сухости пара х = 0,8 (в верхней и нижней ветвях каскада)

150 10 31,15 89,10857 2,860628 57,95857 1,537453 1,00 2,074906

150 40 55,841 95,88145 1,717044 40,04145 2,394555 1,00 3,789134

150 60 69,651 100,9273 1,449042 31,26725 3,22789 1,00 5,455492

170 10 31,15 95,52076 3,066477 64,37076 1,483915 1,00 1,967831

170 40 55,841 102,781 1,840601 40,66542 2,52748 1,07 3,900661

170 60 69,651 108,1899 1,553315 38,52991 2,807946 1,00 4,615659

190 10 31,15 103,2481 3,314545 72,09808 1,43205 1,00 1,864101

190 40 55,841 111,0957 1,9895 55,25567 2,010575 1,00 3,021168

190 60 69,651 116,9421 1,678973 47,28212 2,473284 1,00 3,946378

t кд 10 °С °С 40, кДж кг 4кд , кДж кг 4t, кДж кг 1 ^ км ’ кДж кг Ц Ц t Ц10

Степень сухости пара x = 0,9

150 10 51,38 121,3306 2,361436 69,95116 1,734504 1,00 2,469017

150 40 74,778 122,5157 1,638392 47,73626 2,566512 1,00 4,132994

150 60 87,074 123,9603 1,423621 36,89094 3,360184 1,00 5,720492

170 10 51,38 130,0365 2,530879 78,65655 1,65322 1,00 2,306439

170 40 74,778 131,3067 1,755953 56,52667 2,322915 1,00 3,645795

170 60 87,074 132,855 1,525771 45,78502 2,901714 1,00 4,803515

190 10 51,38 140,514 2,7348 89,13403 1,576435 1,00 2,152871

190 40 74,778 141,8865 1,897436 67,10649 2,114348 1,00 3,228667

190 60 87,074 143,5596 1,648708 56,48959 2,541346 1,00 4,082763

Степень сухости пара x = 1,0

150 10 71,61 150,5016 2,101684 102,5694 1,467315 0,86 2,165477

150 40 93,72 140,7702 1,50203 60,97836 2,308527 0,91 3,845466

150 60 104,5 137,0012 1,311017 41,97016 3,264254 0,94 5,754118

170 10 71,61 152,6175 2,131231 105,0589 1,452685 0,86 2,134302

170 40 93,72 142,7493 1,523147 63,30694 2,254876 0,91 3,735283

170 60 104,5 138,9273 1,329448 44,23639 3,140567 0,93 5,502875

190 10 71,61 154,7575 2,161116 107,5767 1,438579 0,86 2,104243

190 40 93,72 144,751 1,544505 65,66191 2,204489 0,91 3,631801

190 60 104,5 140,8754 1,34809 46,52831 3,027736 0,93 5,27368

Summary

The results of study to energy efficiency Heat Pump of the cascade type are presented. The refrigerant offlower branch cascade is R133a, the worker agent of upper branch cascade is

a water vapour. Using constructive particularities screw compressor of Heat Pump, is considered possibility to organizations of the cycle with compression worker agent from area humid vapour and with compression on right border curve. The conditions of the work Heat Pump are chose in accordance with real condition of the work utilizing systems petrochemical enterprises.

Литература

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

2. Сазанов Б.В., Ситас В.И. Теплоэнергетические системы промышленных предприятий. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 304 с.

3. Янтовский Е.И. , Левин Л.А. Промышленные тепловые насосы. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 128 с.

4. Везиришвили О.Ш., Меладзе Н.В. Энергосберегающие теплонасосные системы тепло- и хладоснабжения. - М.: МЭИ, 1994. - 160 с.

5. 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.

6. Везиришвили О.Ш., Хвития М.Т. Каскадная теплонасосная установка для охлаждения и пастеризации молока. // Холодильная техника. - 1990. - № 7. -С. 4-6.

7. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техническая термодинамика. -М.: Энергия, 1974. - 488 с.

Поступила 09.09.2003