CC BY
145
УДК 621.565
И. В. Автономов а, Э. Б. Мазурин, А. В. Братусь
РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ СХЕМЫ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ С РЕКУПЕРАЦИЕЙ ТЕПЛОТЫ. АНАЛИЗ И ПОДБОР КОНСТРУКЦИИ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ОХЛАДИТЕЛЯ
Рассмотрена технологическая схема компрессорной установки с системой охлаждения, приспособленной для рекуперации тепловой энергии. Обоснован выбор последовательности охладителей в технологической схеме компрессорной установки, выполнен анализ конструкции межступенчатого теплообменника.
E-mail: [email protected]
Ключевые слова: винтовой компрессор, рекуперация теплоты, теплопередача, тепловой баланс, себестоимость и стоимость эксплуатации
компрессорных станций с винтовыми компрессорами.
В современном мире наблюдается возросший интерес к сбережению энергоресурсов, сокращению затрат на эксплуатацию, повышению энергоэффективности, улучшению экологии. Подобные тенденции вызваны желанием сократить выбросы тепло- и электростанций, которые в основном напрямую зависят от их мощности, а точнее от потребляемой мощности предприятий. Увеличение потребления мощности из сети предприятиями постепенно, но неизбежно ведет к строительству новых тепло- и электростанций, что, в свою очередь, сопряжено с большими затратами и ухудшением экологии [1].
Рекуперация предполагает повторное использование затраченной энергии. В компрессорных станциях (КС) с водяным охлаждением используется тепловая энергия, запасенная в воде контура охлаждения газа и компрессорной установки, и тепловая энергия воздуха, охлаждающего электродвигатели компрессорных установок (КУ).
Важной задачей также является проектирование теплообменных аппаратов, в которых тепловая энергия передается воде от сжатого газа и масла. От выбора их конструкции зависят затраты и энергоэффективность всей системы.
Постановка задачи.
1. Провести сравнительный анализ схем охлаждения; выбрать схему охлаждения КУ.
2. Выбрать алгоритм расчета охладителя; обосновать допущения и методы расчета параметров теплообменного аппарата.
3. Экономически обосновать преимущества системы рекуперации.
Техническое задание (ТЗ) на проектирование
Давление всасывания рвс, Па........................................................................1,013 ■ 105 Па
Давление нагнетания рн, Па..........................................................................8,6 ■ 105 Па
Относительная влажность %..................................................................80
Производительность КУ Ув, м3/мин..........................................................33
Тип компрессора..............................................................................................вштою^ ^
безмасляныи
Охлаждение........................................................................................................водяное
Температура воды в установке, °С:
на входе Тш>д.ж..............................................................................................50 ± 1
на выходе ТвЬШ>д.ж........................................................................................90
Производительность КС, м3/мин................................................................90
Класс чистоты воздуха по DIN ISO 8573-1 ............................................1.4.1
Преимущества и недостатки жидкостного охлаждения. Преимущество жидкостного охлаждения по сравнению с воздушным охлаждением — это широкий спектр дальнейшего использования нагретой среды. Так, воду, нагретую в КУ, можно относительно легко использовать для отопления цехов, в технологических процессах и для бытовых нужд. Связано это с высокой теплоемкостью среды. При воздушном же охлаждении, нагретый воздух используют для поддержания нормальной температуры в компрессорном цехе или смежных помещениях, например в складах. Летом весь воздух выбрасывается на улицу, а вместе с ним выбрасывается и заключенная в нем тепловая энергия.
Вместе с тем использование жидкостного охлаждения ведет к первоначальному удорожанию КС, а без рекуперации — и к увеличению эксплуатационных затрат, что будет показано далее. Так, для воздушного охлаждения необходимы только вентиляционные короба для отвода горячего выхлопа и иногда дополнительные вентиляторы (в случае, если вентилятора в КУ будет не достаточно для преодоления падения давления в воздухопроводе). Для жидкостного охлаждения нужна система трубопроводов с насосами, вентилями, фильтрами, гидробаками и гидроаккумуляторами, с градирней и иногда с промежуточными теплообменниками.
Схема охлаждения КС. Спроектированная КС (рис. 1) предназначена для ткацкой фабрики — для своевременной подачи сжатого воздуха соответствующего качества в полном объеме и обеспечения фабрики горячей водой.
Основу КС составляют четыре КУ — три рабочих и одна резервная. От КУ отходят две ветви трубопроводов - воздушная ветвь, по которой транспортируется сжатый воздух к потребителю, и ветвь жидкостного охлаждения, необходимая для подвода холодной воды к КУ, отведения от КУ нагретой воды и передачи полученной теплоты потребителю.
Ветвь жидкостного охлаждения
Воздушная ветвь
Винтовой безмасляный
Рис. 1. Схема компрессорной станции
Воздушная ветвь состоит из магистрального трубопровода, к которому присоединены фильтры грубой и тонкой очистки, обеспечивающие требуемый по ТЗ класс чистоты воздуха, осушители воздуха (один рабочий, второй резервный) для снижения его влажности. Также к магистрали присоединен воздухосборник для снижения колебания давления воздуха. Вследствие высокой температуры охлаждающей воды (50 °С) и выбранной технологической схемы охлаждения КУ из концевого воздушного охладителя (ОВК) выходит воздух с относительно высокой температурой (77 °С). Осушители не рассчитаны на такую высокую температуру — максимальная температура воздуха, при которой осушители будут работать в штатном режиме, составляет 55 °С. Чтобы обеспечить подачу в осушители воздуха с температурой в пределах допустимых значений, используются воздушные доохладители — один рабочий, другой резервный (ВозД1 и ВозД2), которые охлаждаются водой из закрытого контура. Вода в этом контуре, в свою очередь, охлаждается в градирне, что позволяет получить более низкую температуру воды на входе в доохладитель и, следовательно, более низкую (40 °С) температуру воздуха на выходе из доохладителя.
Ветвь жидкостного охлаждения состоит из трех контуров: основной контур охлаждения (КО), контур подвода горячей воды потребителю (КП) и дополнительный контур доохлаждения (КД).
Основной контур является закрытым (циркуляционным) и нужен для непосредственного охлаждения КУ: в нем вода, охлажденная в КП или КД, подводится к КУ, где нагревается. Нагретая до температуры 90 °С вода подается в основной теплообменник (ОТ), где тепловая энергия передается контуру потребителя КП. В КО установлен насосный блок (НБ), состоящий из двух насосов (рабочего и резервного) и фильтров воды. Для компенсации температурных расширений теплоносителя к контуру КО подсоединен расширительный бак (РБ).
Контур потребителя (КП) нужен для подвода нагретой в ОТ воды к потребителю. Такой контур может быть как открытым с проточной водой (холодная вода закупается из сети, нагревается в ОТ и сливается в канализацию, такая вода используется для промывки тканей, для раковин, например горячая вода), так и закрытым (холодная вода закупается периодически и циркулирует в контуре, например для отопления).
Контур доохлаждения является закрытым и необходим, если вода в ОТ не охлаждается до заданной по ТЗ температуры 50 °С (если недоохлаждение составляет более 1 °С). В этом случае открывается трехходовой клапан, установленный в КО, который перепускает часть воды (или, в случае необходимости, всю воду) через водяной доохла-дитель (ВоД). Теплоноситель (15%-ный раствор пропиленгликоля в воде) циркулирует между ВоД и градирней.
Схемы охлаждения КУ. Спроектированная КУ (рис. 2) включает в себя электродвигатель (ЭД) для привода машины, мультипликатор (М) для преобразования частоты вращения, компрессорные блоки первой (ВКС1) и второй (ВКС2) ступеней для повышения давления воздуха, теплообменные аппараты — межступенчатый (ОВМ) и концевой (ОВК) охладители для охлаждения воздуха и охладитель масла (ОМ). Из перечисленных узлов в охлаждении водой нуждаются все элементы, кроме ЭД, поскольку он имеет встроенный вентилятор для этих нужд.
Охлаждение КУ необходимо для поддержания рабочего диапазона температур узлов установки и для уменьшения потребляемой мощ-
Рис. 2. Компрессорная установка
ности. В частности, ОВМ непосредственно влияет на мощность, необходимую для сжатия и перемещения газа, что видно из следующей формулы:
г П— 1 -
(1)
n
N2 = -- Рвс2 Vh2
n — 1
n—1 рн2 n 1
Рвс2
n
ШвслТвс2
n — 1
^2 П - 1
где N2 — индикаторная мощность второй ступени сжатия; n — показатель политропы; рвс2 — давление всасывания во вторую ступень; Vh2 — описанный объем за единицу времени; рн2 — давление нагнетания второй ступени; твс — массовый расход газа; R — газовая постоянная воздуха; Твс2 — температура всасывания во вторую ступень.
Как видно из формулы (1), повышение температуры всасывания ведет к увеличению мощности. Так, при температуре всасывания в первую ступень в среднем 300 K и при росте температуры всасывания во вторую ступень на 1 K индикаторная мощность второй ступени увеличивается на 0,33 % [2]. Это указывает на то, что воду с минимальной температурой необходимо подавать на ОВМ.
Охлаждать масло необходимо, чтобы поддерживать в рабочем состоянии детали, которые смазываются и охлаждаются маслом. Температура масла не должна превышать 75 °С, поскольку посадка подшипников на вал осуществляется при температуре ~ 100 °С, а рабочая температура подшипников должна быть ниже температуры посадки на 20. ..25 °С.
Концевой охладитель необходим, чтобы снизить температуру газа после сжатия до значений, допустимых по правилам безопасности ПБ-03-582-03, или значений, при которых возможно использование осушителей.
Рубашка охлаждения необходима для отвода теплоты от уплотнений и корпуса компрессорного блока.
Конструктор должен решить, в какой последовательности охлаждать узлы КУ и как это повлияет на стоимость и работу КУ.
В настоящей работе задача усложняется тем, что вода в КУ подается с температурой 50 °С, что больше температуры воды в аналогичных машинах, например, в КУ серии ZR компании Atlas Copco для охлаждения используется вода с максимальной температурой 40 °С. Это приводит к тому, что необходимо выбрать такой способ охлаждения ОВМ и ОМ, чтобы температура на всасывании второй ступени была минимально возможной и при этом обеспечивались достаточный перепад температур масла для отвода теплоты от подшипников и мультипликатора, а также оптимальная вязкость самого масла. От температурного диапазона нагрева масла зависит расход масла через смазываемые и охлаждаемые узлы и, следовательно, необходимый объем масляного бака. Немаловажным фактором является общее количество
теплоты, получаемое в охладителях, которое потом можно использовать.
Наиболее важным вопросом является охлаждение межступенчатого и масляного охладителей, так как ими определяются рабочие режимы и мощность установки.
Для решения этой задачи необходимо составить систему уравнений теплового баланса для теплообменных аппаратов и определить количество теплоты, которое необходимо отвести от масла и охлаждаемого воздуха:
^масл тв масла см(Твх. м Твых. м )> ^возд.м ^сух.в + ^пар: ^сух.в тв.воздср (Твх.г Твых.г);
^пар тв.возд[(х1 Х2 )српара(Твх.г Тмас) +
+ гп(Х1 - Х2) + Св(Тнас - Твых.г)(Х1 - Х2)];
где ^масл — мощность, полученная при охлаждении масла, Вт; ^возд м — мощность, полученная при охлаждении воздуха в ОВМ, Вт; (^возд к — мощность, полученная при охлаждении воздуха в ОВК, Вт); твмасла — массовый расход масла, кг/с; см — теплоемкость масла при средней температуре масла, Дж/(кг-К); Твхм и Твыхм — температура масла на входе и выходе из охладителя, °С; ^сухв — мощность, полученная при охлаждении сухого воздуха в ОВМ, Вт; ^пар — мощность, полученная при охлаждении пара, его конденсации и охлаждении полученного конденсата в ОВМ, Вт; тв.возд — массовый расход воздуха, кг/с; ср — теплоемкость сухого воздуха при постоянном давлении, Дж/(кг-К); Твх г и Твыхг — температура воздуха на входе и выходе из охладителя, °С; Х1 и Х2 — влагосодержание на входе в компрессор и выходе из охладителя, кг/кг; српара — теплоемкость пара при постоянном давлении, Дж/(кг-К); Тнас — температура насыщения, °С; гп — удельная теплота парообразования, Дж/кг.
Схема ОМ-ОВМ-ОВК с последовательным охлаждением ОМ и ОВМ. Вода последовательно охлаждает сначала ОМ (рис. 3), потом ОВМ, затем охлаждающий поток разделяется в целях снижения потери давления воды и подается в ВКС1 и ВКС2 параллельно. После ступеней сжатия охлаждающая вода поступает в ОВК, где окончательно нагревается до 90 °С. Следует отметить сложность вычисления тепло-обменных процессов в водяных рубашках компрессорных блоков. Это вызвано переменными и сложными размерами полости водяной рубашки и, соответственно, различными скоростями и формой потока охлаждающей воды. Часто повышение температуры воды в водяных рубашках получают при испытаниях прототипа. Для КУ серии ZR
ВКС 2
Рис. 3. Схема последовательного охлаждения (первым расположен ОМ)
компании Atlas Copco принимается, что подогрев воды в рубашках составляет ^ 40С.
Введем следующие допущения:
1) теплоемкость воды не зависит от температуры. Действительно, при более глубоком анализе выявили, что такое допущение вносит погрешность при вычислении температур не более 0,5 % относительно расчета, выполненного с теплоемкостями, полученными при средних температурах в процессах (в диапазоне средних температур воды 40. ..800С). '
2) тепловая энергия передается от горячего теплоносителя к холодному без потерь.
Тогда можно записать систему уравнений
св тв1 (Твых.ж Твх.ж ) ^масл; св тв1 (Твых.ж1 Твых.ж ) ввозд.м;
(2)
; возд.к 5
Св тв1 (Твых.ж2 (Твых.ж1 + А Т)) = Я в
где св - теплоемкость воды, Дж/(кг-К); тв1 — массовый расход охлаждающей воды, кг/с; Твхж — температура воды на входе в компрессорную установку, 0С; Твыхж — температура воды после масляного охладителя, 0С; Твыхж1 — температура воды на выходе из ОВМ, 0С; Твых ж2 — температура на выходе из ОВК и КУ.
В системе уравнений (2) неизвестными являются величины тв1, Твыхж, Твыхж1. Величина Ямасл определяется однозначно — это мощность, которую необходимо отводить от трущихся деталей, и для всех схем эта величина постоянна. Величины Явозд м и Явозд к являются функциями температур Твых ж и Твыхж1, так как в конвективных теплообменниках с противоточным движением потоков горячий теплоноситель можно охладить не ниже температуры холодного теплоносителя на входе в охладитель. На практике недоохлаждение АТ = 50С. Таким образом, число неизвестных (пять) больше числа уравнений (три). Система решается методом последовательных приближений.
ВКС 2
Рис. 4. Схема последовательного охлаждения (первым расположен ОВМ)
При расчете используются следующие данные: Твхж = 50 °С, Твых.ж2 = 90 °С, ДТ = 4 °С, Св = 4180 Дж/(кг-К), ^возд.м = 7,094 х х 104Вт, ^масл = 1,179 • 104 Вт, ^возд.к = 8,855 • 104 Вт.
Запишем результаты расчета: Твых.ж = 52,485 °С, Твых.ж1 = = 67,401 °С, тв1 = 1,138 кг/с. При этом суммарная мощность рекуперации составила ^ ^ = 1,713 • 105 Вт.
Схема ОВМ-ОМ-ОВК с последовательным охлаждением ОВМ, ОМ (рис.4). Вода последовательно охлаждает сначала ОВМ, потом ОМ, затем охлаждающий поток разделяется и подается в ВКС1 и ВКС2 параллельно. После ступеней сжатия охлаждающая вода поступает в ОВК, где окончательно нагревается до 90 °С.
Для данной схемы можно записать систему уравнений:
Св тв1 (Твых.ж Твх.ж ) ввозд.м; Св тв1 (Твых.ж1 Твых.ж ) вмасл; Св Шв1 (Твых.ж2 (Твых.ж1 + AT)) = Q
(3)
возд.к j
где Твых ж — температура воды после ОВМ; Твых ж1 — температура воды на выходе из ОМ.
Допущения, число неизвестных и метод решения соответствуют схеме ОМ-ОВМ-ОВК.
Данные, используемые при расчете, следующие: Твхж = 50 °С, Твых.ж2 = 90°С, Св = 4180 Дж/(кг-К), ^возд.м = 7,34-104 Вт, ^масл = 1,15х х 104 Вт, ^возд.к = 8,833 • 104 Вт.
Приведем результаты расчета: Твыхж=65,249 °С, Твыхж1 =67,651 °С, тв1 = 1,151 кг/с. При этом суммарная мощность рекуперации составила £ Q = 1,733 • 105 Вт.
Схема ОВМ, ОМ-ОВК с параллельным охлаждением межступенчатого и масляного охладителей (рис. 5). Вода параллельно охлаждает ОВМ и ОМ, затем охлаждающий поток разделяется и подается в ВКС1 и ВКС2 параллельно в целях снижения потери давления воды. После
ВКС 2
Рис. 5. Схема параллельного охлаждения
ступеней сжатия охлаждающая вода поступает в ОВК, где окончательно нагревается до 900С.
Система уравнений для данной схемы:
(4)
; возд.к^
Св тв1 (Твых.ж Твх.ж ) Явозд.м ;
Св тв2 (Твых.ж Твх.ж ) Ямасл;
Св 9Шв1 + Шв2 )(Твых .ж2 (Твых.ж + АТ)) = Я
где тв1 и тв2 — массовые расходы охлаждающей воды через ОВМ и ОМ, кг/с; Твых ж — температура после ОМ и ОВМ, 0С.
Допущения и метод решения такие же, как и в предыдущих расчетах.
Данные, используемые при расчете: Твх ж = 500С, Твых ж2 = 900С, св = 4180 Дж/(кг-К), Явозд.м = 7,34 • 104 Вт, Ямасл = 1,179 • 104 Вт, Явозд.к = 8,832 • 104 Вт.
Результаты расчета: Твыхж = 67,6680С, тв1 = 0,993 кг/с, тв2 = = 0,16 кг/с, тв = тв1 + тв2 = 1,153 кг/с. При этом суммарная мощность рекуперации составила ^ Я = 1,735 • 105 Вт.
Результаты расчетов по всем схемам приведены в табл. 1, из которой следует:
1. В схеме ОМ-ОВМ-ОВК температура воздуха на всасывании во вторую ступень будет больше, чем в остальных схемах. Мощность рекуперации меньше, чем в остальных схемах на 1,3 %.
2. Температурный диапазон масла в схеме ОМ-ОВМ-ОВК меньше, чем в остальных схемах, так как охлаждающая вода подается в ОМ во вторую очередь. Это приводит к возрастанию расхода масла более чем в 4 раза и ведет к увеличению мощности масляного насоса и объема масляного бака.
В табл. 1 введены следующие обозначения:
ЯОвМ — мощность рекуперируемой тепловой энергии в ОВМ;
ЯОМ — мощность рекуперируемой тепловой энергии в ОМ;
^ОВК — мощность рекуперируемой тепловой энергии в ОВК; Фполн-ку — полная тепловая мощность рекуперации с учетом теплоты, полученной в водяных рубашках компрессорных блоков.
Таблица 1
Параметры Схемы
ОМ-ОВМ-ОВК ОВМ-ОМ-ОВК ОВМ, ОМ-ОВК
т ос 52,485 65,229 67,668
Т ос Т вых.ж1 5 67,401 67,673 —
Хтовь кг/с 1,138 1,153 0,993
X ТОв2, кг/с — — 0,16
X тв, кг/с 1,138 1,153 1,153
т ос вх.м ^ 75 75 75
т ос вых.м ^ 55 70,229 55
См, Дж/(кг-К) 1,92 ■ 103 1,955 ■ 103 1,92 ■ 103
тв масла, кг/с 0,3067 1,263 0,3067
ЯоВМ, кВт 70,94 73,4 73,4
Яом, кВт 11,78 11,78 11,78
ЯоВК, кВт 88,55 88,31 88,32
X Я, кВт 171,27 173,49 173,5
Яполн.КУ, кВт 190,3 192,8 192,8
Таким образом, при параллельном охлаждении ОМ и ОВМ достигается минимально возможная температура на всасывании во вторую ступень, обеспечивается наибольший температурный диапазон масла, возвращается наибольшее количество теплоты, которое составляет 73,7% тепловой энергии от сжатого воздуха и 81,9% с учетом теплоты, полученной в рубашке. Кроме того, падение давления в параллельной схеме меньше, чем в последовательных схемах — на примере спроектированной КУ по схеме ОВМ, ОМ-ОВК падение давления составляет 5,8-104 Па, для последовательной схемы падение давления составит 3-105 Па.
Расчет межступенчатого охладителя. Анализ и выбор конструкции. В расчете используются усредненные значения параметров, а не локальные, что значительно его упрощает. Сам расчет базируется на критериальном методе, и существуют десятки или сотни уравнений, описывающих при помощи критериев подобия процесс теплообмена в кожухотрубных теплообменных аппаратах. В самом расчете (охладителя) многие параметры взаимно влияют друг на друга; например, от геометрических характеристик охладителя зависит
коэффициент теплоотдачи, но при этом сам коэффициент влияет на размеры конструкции, откуда следует вывод, что из-за недостатка уравнений приходится задаваться какими-то параметрами. Все это приводит к увеличению погрешности расчета.
При разработке охладителя ищут компромисс между потерями давления, габаритными размерами и общей стоимостью изготовления.
Принято задаваться параметрами, которые не являются целью расчета, при этом брать их из рекомендаций, полученных при производстве существующих аппаратов.
Целевыми параметрами охладителя являются: линейный коэффициент теплопередачи к; [2], эффективная длина труб теплообменника Ь, внутренний диаметр кожуха Д, потери давления воздуха в охладителе Арвозд и потери давления воды в охладителе Арвод.
На рис. 6 приведен алгоритм расчета воздушного межступенчатого охладителя.
1. Находят количество теплоты Явозд, исходя из температур газа на входе в охладитель и на выходе из охладителя Твых г, которые необходимо обеспечить.
2. Находят по Явозд массовый расход воды ше,вод.
3. Определяют средний логарифмический температурный напор
А^ер [3].
4. Задают, исходя из рекомендаций [2, 4, 5], скорости воды в трубах Увод, воздуха в межтрубном пространстве в центре пучка Козд, выбирают диаметр (^тр) и толщину трубок. Определяют коэффициенты теплоотдачи для воды авод и воздуха авозд.
5. Уточняют коэффициент теплопередачи, исходя из условий неперпендикулярности потока и неравномерности теплообмена для первых рядов труб [6].
6. Вычисляют коэффициент теплопередачи.
7. Вычисляют значения эффективной длины труб Ь, диаметра кожуха Д и число труб г. Вычисляют действительный массовый расход воды. Если разница больше 5 % значения, заданного в п. 4, то изменяют число труб или меняют скорость воды и диаметр труб.
8. Вычисляют коэффициенты потерь для коэффициента теплоотдачи воздуха [4].
9. Вычисляют действительный коэффициент адейств с помощью коэффициентов потерь из п. 8.
10. Если разница между коэффициентом теплоотдачи авозд в п. 5 и адейств больше 5%, то в п. 5 принимают авозд = адейств, в противном случае расчет продолжается.
11. Вычисляют действительную скорость воздуха Козд.действ.
12. Если значение Увозд отличается от Козд.действ больше, чем на 5 %, то в п. 4 скорость воздуха Козд принимают равной Козд.действ.
Рис. 6. Алгоритм расчета охладителя
13. Вычисляют коэффициенты потерь давления для воздуха в открытых окнах перегородок, в пространстве между ними, на входе и выходе из охладителя.
14. Вычисляют потери давления для воды Арвод. По коэффициентам из п. 13 находят потери давления для воздуха Арвозд.
Коэффициенты в п. 8 учитывают, что не весь поток проходит перпендикулярно трубам или вообще через трубный пучок. Схема течения теплоносителя в межтрубном пространстве охладителя представлена на рис. 7 [4].
Поток А представляет собой перетечки через щели, образованные зазором между отверстиями под трубы в перегородках и стенкой труб. Поток В — основной поперечный поток. Поток С — байпасный поток, проходящий поперечно трубному пучку, но в пространстве между пучком и кожухом. Поток ^ — байпасный поток между двумя половинка-
Рис. 7. Схема течения теплоносителя в межтрубном пространстве
ми трубного пучка. Поток Е — часть байпасного потока, проходящего в щель между перегородкой и кожухом.
Коэффициент Зс учитывает теплопередачу в окне перегородки и является усредненным для всего теплообменника. Коэффициент З1 учитывает перетечки через перегородку, включая перетечки потоков А и Е. Коэффициент Зъ учитывает байпасные потоки С и ^. Коэффициент Зв учитывает различное размещение перегородок на входе и выходе охладителя. Коэффициент Зт учитывает противоположные градиенты температур, возникающие при ламинарном течении. С учетом приведенных коэффициентов действительный коэффициент теплоотдачи будет вычисляться как
^действ аЗс 71 Зъ З5 Зт.
Причем а уже учитывает неперпендикулярность потока и неравномерность теплоотдачи первых двух рядов. Влияние байпасных потоков на потерю давления в межтрубном пространстве учитывается коэффициентами (см. п. 13 алгоритма расчета): коэффициент Я1 учитывает перетечки А и Е; коэффициент Яъ учитывает байпасные потоки С и ^; коэффициент Я8 учитывает входной и выходной участки. Коэффициенты Зс , З1 , Зъ , Зв , Зт , Лъ, Я8 рассчитываются по данным, приведенным в работе [4].
В среднем коэффициент теплоотдачи для воздуха, вычисленный по приведенному способу, меньше на 40 % вычисленного для идеального пучка [4].
Перепад давления с учетом байпасных потоков составляет примерно 20. ..30 % перепада давления для идеального потока [4].
Влияние диаметра трубок на размеры охладителя. При расчете охладителя конструктору приходится решать, какого диаметра выбрать трубку, внутри которой будет течь холодный теплоноситель.
На практике принято задаваться внешним диаметром трубки ¿внеш и ее толщиной 5тр.
От ¿внеш зависят шаг размещения трубок, который обычно лежит в пределах (1,2 ... 1,5)^внеш, и коэффициент теплоотдачи.
Коэффициент теплоотдачи определяется по приведенным далее формулам.
Критерий Нуссельта для определения коэффициента теплоотдачи от воздуха к наружной поверхности трубы при > 1000 опреде-
ляется по формуле [7]:
0 6 О 36 ^ РГвозд \ °'25 Ми 0,4 Яе("увозд,^внеш,^возд,Рвозд) ' Рг°шб ( "рТ (т ) ) ' (5)
^ ргвозд ( т ст ) '
где Ми — критерий Нуссельта; Яе — критерий Рейнольдса; Ргвозд — критерий Прандтля для средней температуры воздуха; Ргвозд(Тст) — критерий Прандтля для температуры стенки; -увозд — скорость воздуха, м/с; рвозд — плотность воздуха при средней температуре, кг/м3; рвозд — динамическая вязкость воздуха, Па-с;
Ми = —-, (6)
Лвозд
где а1 — коэффициент теплоотдачи между воздухом и стенкой трубки, Вт/(м2-К); Лвозд — теплопроводность воздуха при средней температуре воздуха, Вт/(м-К).
Из формул (5) и (6) следует пропорциональность
а1 ~ СШ • (7)
От внешнего диаметра трубок зависит соответственно и линейный коэффициент теплопередачи [2]
п^внеш /0ч
К\ = —.--1-^-, (8)
' 1 ^ \ "тр^внеш / 1 р. \ Йвнеш
--+ 1 ¿1 I +--:-;— I--+
а1 ' Атр^ср ^ а2 ' ^внеш — 2^тр
где П2 — коэффициенты сопротивления, м2К/Вт; Лтр — теплопроводность стенки трубки при средней температуре, Вт/(м-К); ¿ср — средний диаметр стенки трубки, м; а2 — коэффициент теплоотдачи между водой и стенкой трубки, Вт/(м2-К).
В уравнении (8) определяющими (вносящими наибольший вклад) являются числитель и первый член знаменателя. Это связано с тем, что а2 на порядок выше, чем а1. Таким образом, из уравнения (8) следует, что кг ~ ^¿ш-
В свою очередь, от ¿внеш зависит число трубок г в кожухе (г зависит от площади занимаемой трубками)
г ~ Снеш- (9)
Эффективная длина трубки вычисляется по формуле (9) [2]
Ь = ТОТ- (10)
Из формулы (8)-(10) видно, что
Ь__^__Л1,4 (11)
Ь ' 6 л-2 Д+ "внеш- V11;
Таким образом, из выражения (11) следует, что при увеличении Лвнеш трубки будет расти ее эффективная длина и, соответственно, длина охладителя.
Следовательно, для уменьшения габаритных размеров охладителя необходимо стремиться выбрать трубку с наименьшим диаметром, при этом желательно, чтобы снаружи и внутри трубки режим течения потоков был близок к турбулентному (Яе = 6000 ... 10000).
Однако уменьшение Лвнеш ведет к увеличению потерь давления воды в трубках вследствие увеличения скорости течения и коэффициента потерь.
Результаты расчетов охладителей с различным диаметром трубок и различным отношением Ь/Д приведены в табл.2. Температура воды на входе в охладитель Твхж = 50 °С; температура воды на выходе из охладителя Твыхж = 67,668 °С; температура воздуха на входе в охладитель Твх г = 159,05°С; температура воздуха на выходе из охладителя Твых.г = 55 °С; массовый поток воздуха т = 0,672 кг/с; мощность теплопередачи составляет 73,4Вт.
Таблица 2
Параметр ¿внеш, мм
6 6 8 10 10
5тр, мм 1 1 1,5 1,5 1,5
z, шт 452 716 390 248 364
D, мм 209 261 261 261 313
L, м 1,022 0,709 1,166 1,392 1,264
L1, м 1,042 0,721 1,186 1,428 1,292
L/D 4,888 2,717 4,467 5,333 4,04
Li/D 4,984 2,763 4,544 5,471 4,129
i, шт. 5 3 5 9 7
Довода, Па 1, 79 ■ 104 5, 86 ■ 103 8, 76 ■ 103 5,09 ■ 103 2,1 ■ 103
Арвозд, Па 2, 86 ■ 104 1,07 ■ 104 1,05 ■ 104 2, 92 ■ 104 1, 39 ■ 104
ki, Вт/(м-К) 5,347 4,863 5,564 7,153 5,365
4 4 4 4 4
В табл. 2 обозначено: Ь — эффективная длина трубок, м; Ь — длина трубок с учетом толщины перегородок, м; О — диаметр кожуха внутренний (ГОСТ 10704-91), м; г — число трубок в пучке (чем больше число трубок, тем дороже охладитель, так как помимо стоимости затрат на трубки возрастает время пайки их к трубной доске), шт.; Ь/О — отношение, характеризующее стоимость охладителя (считается оптимальным, если его значение лежит в интервале от 5 до 10 или близко к этому интервалу [4]); г — число перегородок, шт.; Дрвода — перепад давления воды в охладителе, Па; Дрвозд — перепад давления воздуха в межтрубном пространстве охладителя (один из экономических показателей компрессора), Па; Ж.ах — число заходов по воде.
Охладитель с ¿внеш = 8 мм имеет наилучшие характеристики: малые потери давления воды в трубках и воздуха в межтрубном пространстве, рекомендуемое значение Ь/О.
Следует учесть, что погрешность расчета по критериальным уравнениям в среднем составляет ±15 % для простейшего случая — потока внутри трубы [4].
Для теплоотдачи в межтрубном пространстве при турбулентном течении погрешность следует ожидать в пределах ±25 %, хотя в некоторых случаях точность может быть несколько выше [4]. Потери давления при турбулентном режиме будут иметь разброс ±40 % для 75 % опытных данных [4].
Экономическая выгода системы рекуперации. Компрессорная станция, основой которой является спроектированная КУ со схемой охлаждения ОВМ, ОМ-ОВК и с охладителями, рассчитанными по методике, приведенной ранее, имеет суммарную мощность рекуперации 520,5 кВт для тепловой энергии, полученной в охладителях, и 578,4 кВт для тепловой энергии, полученной в охладителях и в водяных рубашках компрессорных блоков. Вся эта энергия содержится в виде горячей воды основного и потребительского контуров. Стоимость системы рекуперации $сист = 1706 800 р.
В КП вода, как было указано, нагревается в ОТ. Отметим, что для нагрева можно использовать как проточную воду, так и закупаемую периодически (в КО необходимо периодически чистить кожухотруб-ные охладители и при этом сливать из них воду). В зависимости от типа воды в КП меняется стоимость 1 м3 воды.
При использовании проточной воды стоимость 1 м3 максимальна, поскольку полная стоимость горячей воды в КП складывается из стоимости закупки холодной воды, эксплуатационных затрат системы рекуперации, приходящихся на 1 м3 воды, и из стоимости водоотведе-ния:
Цгор.вод = Цвод +Цэксп+Цводоотв = 23,31+4,06 + 16,65 = 44,02 р/м3, (12)
где Цгор.вод — стоимость горячей воды в КП; Цвод — стоимость холодной воды (в 2011 г.); Цэксп — эксплуатационные затраты на 1 м3, р/м3; Цводоотв - стоимость водоотведения (в 2011 г.).
При использовании циркуляционной воды в контуре потребителя, стоимость горячей воды резко снижается и складывается из стоимости периодической закупки воды для контура потребителя, стоимости периодического водоотведения и стоимости эксплуатационных затрат 1 м3 системы рекуперации:
Ц_ Цвод + Цводоотв ^^вод + Ц
гор.вод1 с Т + С Т + ^эксп
С вод Т СводТ
23,31 ■ 12,707 16,65 ■ 12,707 _ _ „ ,3
= —---+ —---+ 4,06 = 4,14 р/м3, (13)
12,707 ■ 500 12,707 ■ 500 Р 4 7
где Цгор.вод1 — стоимость циркуляционной горячей воды в КП, р/м3; GVBoД и Свод — объем, м3, и расход, м3/ч, воды в КП; Т — период смены воды, ч.
Стоимость горячей воды из городской сети составляет 105,45 р/м3.
Важно отметить, что температура горячей воды согласно данным работы [8] должна составлять от 60 до 75 °С.
Чтобы рассчитать, через какой срок система рекуперации окупит себя, необходимо найти выгоду от ее использования в единицу времени.
1. При использовании проточной воды с температурой 10... 20 °С:
В1 = Свод(Цсеть - Цгор.вод) = 12,707 ■ (105,45 - 44,02) = 780,59 р/ч.
При использовании проточной воды с температурой 5. . . 10 °С (поскольку температура проточной воды ниже 10... 20 °С, то чтобы нагреть воду до 60. . . 75 °С, нужно снизить подачу воды):
В2 = Свод1 (Цсеть - Цгор.вод) = 10,166 ■ (105,45 - 44,02) = 624,49 р/ч.
2. При использовании циркуляционной воды с температурой 10. ..20°С:
В3 = Свод (Цсеть - Цгор.вод1) = 12,707 ■ (105,45 - 4,14) = 1287,35 р/ч.
Окупаемость системы рекуперации вычисляется по формуле
Т = йист/В. (14)
Экономические показатели компрессорной станции с системой рекуперации представлены на рис. 8-11.
На рис. 11 введены следующие обозначения: 1 и 2 — эксплуатационные затраты КС без системы и с системой рекуперации, в КП используется проточная вода с температурой 5... 10 °С; 3 и 4 — эксплуатационные затраты КС с системой рекуперации, в КП используется проточная вода с температурой 10...20 °С и циркуляционная вода.
Рис. 8. Стоимость горячей воды:
1 — городская сеть, 2 и 3 — контуры с проточной и циркулирующей водой
Рис. 10. Срок окупаемости системы рекуперации:
1 и 2 — при закупке проточной воды с температурой 10. ..20°С и 5. ..10 °С; 3 — контур с циркулирующей водой
Рис. 9. Выгода системы рекуперации:
1 и 3 — при закупке проточной воды с температурой 10...20 ° Си 5. ..10 ° С; 2 — контур с циркулирующей водой
Рис. 11. Эксплуатационные затраты КС
Заключение. Проведен сравнительный анализ схем охлаждения компрессорной установки, результатом которого является выбор параллельной схемы, в которой достигается минимальная возможная в данных условия температура воздуха на всасывании второй ступени, наибольший температурный диапазон масла, наименьшее количе-
ство масла, наибольшее количество рекуперируемой теплоты. Рассчитан кожухотрубный теплообменник с учетом потерь в межтрубном пространстве, что позволяет сократить расходы на доводку опытного образца.
Суммарная мощность рекуперации составляет от 520,5 до 578,4 кВт. При этом достигается снижение эксплуатационных затрат компрессорной станции до 30%. Система рекуперации окупается максимум за 1,4 года.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Министерство энергетики Российской Федерации [Электронный ресурс] / Центр информационных технологий Правительства РФ. - М.: 2010. -Режим доступа: http://minenergo.gov.ru
2. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. Т. 1. Теория и расчет. - М.: Изд-во "КолосС", 2006.
3. Б а ж а н П. И. Справочник по теплообменным аппаратам. - М.: Машиностроение, 1989.
4. Шлюндер У Справочник по теплообменникам. Т. 2. - М.: Энергоиздат, 1987.
5. И о ф ф е И. Л. Проектирование процессов и аппаратов химической технологии: Учеб для техникумов. - Л.: Химия, 1991.
6. Михеев М. А., М и х е е в а И. М. Основы теплопередачи. - М.: Энергия, 1977.
7. М и х е е в М. А. Расчетные формулы конвективного теплообмена // Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт. - 1966. - № 5. - С. 96-105.
8. Постановление Правительства РФ от 06.05.2011 N 354.
Статья поступила в редакцию 15.06.2011
+
