CC BY
17
УДК 621.43 +621.51
Г.И. Чернов, GJ. Chernov, e-mail: [email protected] В.Л.Юша, V.L. Yusha, e-mail: [email protected] Е.Б. Марченко, Е. V. Marchenko, e-mail: [email protected] Омский государственный технический университет, г Омск, Россия Omsk state technical university, Omsk, Russia
ТЕРМО ДИНАМИЧЕ С КИЙ АНАЛИЗ СИСТЕМЫ РЕКУПЕРАЦИИ ТЕПЛА КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКИ
THERMODYNAMIC ANALYSIS OF A HEAT RECOVERY SYSTEM OMPRESSORPLANTS
Целью данной работы является теоретическая оценка эффективности предлагаемой системы рекуперации теплд компрессорной установки. Система предполагает меньшие затраты мощности ва привод компрессора посредством охлаждения сжимаемого газа в компрессоре холодильной машины. Кроме того, экономия топлива, утрачиваемого на привод компрессора, осуществляется ia счет нсиолыовання дополнительного двигателя с внешним подводом тепла.
The purpose of this paper is a theoretical evaluation of the effectiveness of the proposed recovery system heat losses mobile compressor unit. The system considered involves lower costs for compressor drive power by cooling the compressed gas into the compressor through the chiller. In addition, savings in fiiel consumption compressor drive is carried out through the use of an additional engine with ail external supply of heat.
Ключевые слова: мобильная компрессорная установка, холодильная машина; рекуперация тепловых потерь, двигатель с внешним подводом тепла
Key words: mobile compressor unit, refrigerating machine, recovery of heat losses, engine with external heat supply
Известно, что практически вся энергия, подводимая к компрессору, преобразуется в тепловую энергию и отводится в атмосферу в системах охлаждения газа, смазывающей и охлаждающей жидкостей, при транспортировании сжатого газа по трубопроводам [1]. Также известно, что более половины энергии, подводимой к двигателю внутреннего сгорания в результате сжигания топлива в его рабочей камере, выбрасывается в атмосферу вместе с выхлопными газами, в системах охлаждения масла, охлаждающей жидкости и надувочного воздуха [2]. Эффективная утили запня этих тепловых потерь является актуальной научно технической задачей.
Существует несколько путей решения этой задачи. Один из этих способов [3] состоит в использовании тепловых потерь для работы двигателя с внешним подводом тепла, мощность которого позволяет .либо снизить расход топлива в основном двигателе - приводе компрессорной установки, .либо увеличивать производительность и степень повышения давления компрессорной установки Второй способ основан на понижении мощности, затачиваемой на привод компрессора, за счёт охлаждения газа, подаваемого на всасывание в компрессор [4]. холодильной машиной, приводом которой является двигатель с внешним подводом тепла. В качестве внешнего тепла служит отбросное тепло компрессорной установки.
В статье проведён термодинамический анализ процесса рекуперадии тепла мобильной компрессорной установки, одновременно использующий оба перечисленных способа.
В качестве базовой схемы, с которой сравнивается схема с рекуперадией тепла, служит схема тепловых потоков мобильной компрессорной установки, представленная на рис. 1.
о
-О-тОо«
Ри,Тс ^
в
Рнс. 1. С хема тепловых потоков мобильной компрессорной установи
На этой схеме: К - компрессор; Д - двигатель внутреннего сгорания, являющийся приводом компрессора; т|- коэффициент полезного действия двигателя Д; Оо -тепловой поток, подводимый в ДВС к рабочему веществ в результате сгорания топлива при отсутствии рекуперации тепла; Мж -мощность компрессора (является постоянной величиной в случае рекуперации тепла или её отсутствия); Р0 — давление сжимаемого газа на входе в компрессор; Р1 - давление сжимаемого газа на выходе из компрессора; То — температура сжимаемого газа на входе и выходе компрессора.
Из схемы, представленной на рис. I видно, что вся тепловая энергия СЬ, подводимая к компрессорной установки, отводится в окружающую среду
На рис. 2 представлена схема рекуперации тепла, включающая охлаждение сжимаемого газа перед компрессором посредством использования холодильной машины, а так же предусматривающая снижение мощности ДВС. являющегося приводом компрессора, за счёт использования двигателя с внешним подводом рекуперируемого тепла.
На этой схеме К — компрессор; Д - двигатель внутреннего сгорания, являющийся приводом компрессора; Р -двигатель с внешним подводом тепла, утилизирующий теплоту компрессора К1 и двигателя Д; ТО! - теплообменник, передающий теплоту, отводимую от сжимаемого газа и двигателя Д к двигателю Р; ТО: - теплообменник, осуществляющий охлаждение сжимаемого газа перед компрессором, в котором тепловой поток отводится от потока газа и передаётся холодильной машине; ТОЗ - теплообменник, осуществляющий отвод теплоты сжатия после компрессора; ХМ - холодильная машина, охлаждающая поток газа, поступающего на всасывание в компрессор; 03 -тепловой поток, подводимый в ДВС к рабочему веществ в результате сгорания топлива в случае рекуперации тепла; ГИС1 - мощность компрессора в случае рекуперации тепла; - постоянная мощность компрессора в случае рекуперации тепла с использованием цикла Ренкина; ОР - тепловой поток, подводимый к двигателю Р с внешним подводом тепла; ОХ - тепловой поток, отводимый от потока газа {холодопроизводительноегь холодильной машины); О - массовый расход газа через компрессор; 1| - КПД двигателя Д (ДВС); 14? — КПД двигателя Р е - холодильный коэффициент холодильной машины; сР - удельная массовая изобарная теплоёмкость сжимаемого газа; н - доля мощности двигателя Р, затрачиваемой на привод холодильной машины; РО - давление сжимаемого газа на входе в теплообменник Т01 и компрессор; Р1 - давление сжимаемого газа на выходе из компрессора; ТО - температура сжимаемого газа, равная температуре окружающей среды; Т1 — температура охлаждённого сжимаемого газа на входе в компрессор; Т2 — температура сжимаемого газа на выходе из компрессора.
G i
<
: j
Pe, То ё
Рнс. 2. Схема рекуперации тепла, включающая охлаждение сжинаемого газа перед компрессором, а так же предусиатривающая снижение мощности ДВС являющегося приводом компрессора, ja счёт использования двигателя с внешним подводом рекуперируемого тепла
Т<>; - теплообменник, осуществляющий отвод теплоты сжатия после компрессора, ХМ - холодильная машина, охлаждающая поток газа, поступающего на всасывание в компрессор; Qj -тепловой поток, подводимый в ДВС к рабочему веществ в результате сгорания топлива в случае рекуперации тепла: Nki - мощность компрессора в случае рекуперации тепла; Nk - постоянная мощность компрессора в случае рекуперации тепла с использованием цикла Ренкина: Qp - тепловой поток, подводимый к двигателю Р с внешним подводом тепла; Qx - тепловой поток, отводимый от потока газа (холодопроизвощггельность холодильной машины) G - массовый расход газа через компрессор, т] - КПД двигателя Д (ДВС); т|р - КПД двигателя Р; е - холодильный коэффициент холодильной машины; ср - удельная массовая изобарная теплоёмкость сжимаемого газа; н - доля мощности двигателя Р. затрачиваемой на привод холодильной машины; Р0 - давление сжимаемого газа на входе в теплообмен ник ТО] и компрессор; Pi - давление сжимаемого газа на выходе из компрессора; То — температура сжимаемого газа, равная температуре окружающей среды; Ti - температура охлаждённого сжимаемого газа на входе в компрессор; Тт - температура сжимаемого газа на выходе из компрессора.
Целью термодинамического анализа является оценка доли энергии Qj, подводимой к ДВС с рекуперацией теп.ла на основе схемы рис. 2, по отношению к энергии Qo, подводимой к ДВС без рекуперации тепла на основе схемы рис. 1. Иначе говоря, задача состоит в получении зависимости отношения Qi 'Qo от КПД т] и г|р, холодильного коэффициента е. доли и мощности двигателя Р. затрачиваемой на привод холодильной машины (эта доля изменяется в интервале от 0 до 1. где 0 соответствует случаю, когда вся мощность затрачивается на привод компрессора, а 1 соответствует подводу всё мощности к холодильной машине).
Вывод зависимости Оз/Оо=Ят|г цр, е, а) выводится на основе следующих уравнений.
Мощность компрессора с рекуперацией тепла определяется выражением
Ne =G ср {Т2-Т,)=П Q. + ПР (i-a) QP.
Тепловой баланс теплообменника TOi имеет вид
(2Р =О ср-(Т2-Тв) + (1-Л)-дз + (е + 1) а Пр
Мощность компрессора с рекуперацией тепла, выраженная через его степень сжатия
I 1 л
(1)
(2)
Ne = G cp Tj
Ж
-1
(3)
Холодопронзводительностъ холодильной машины определяется выражением
QXM =G-CP-(T.-T1) = CI е-ть Qp (4)
Мощность компрессора без рекуперации тепла, выраженная через его степень сжатия
и
= G СР Тй
■1
(5)
В этом выражении тг - степень повышения давления сжимаемого в компрессоре газа, к - коэффициент адиабаты газа (сжатие газа предполагается адиабатным). Для вывода отношения рз/Оз представим ра зность температур в виде
т3-т„ =(т,-т1)-(т0-т1)-
Умножая обе части последнего уравнения на Сер, получим
О-ср-(Т2-Т0}=О-ср-(Т: — Т[)— О ■ ср (Т0 -Т,), или, с учётом (1), (3) и (4)
G ср (Тг-Т.) = С cp-Vl*
Подставляя в (2) выражение (6), получаем
а е т|р Qp
(6)
Qp = G ■ ср ■ Т, л k -1
-а е r|p Qp +(1-1|) Оз +(e+l) сс-т|р Qp,
или
Qp = G-Cp-TJ тг 1 -L +(1-л) Qj-ot-Tip -Qj
Подставляя в (12) выражение для Ор из (10), получаем
Ч-Со =11 Чз +
т|р (1 -а)+ н ■£ ■ г|р ■
- к-:
-1
ч-<а.+{1-ч)-<г3
1 - а Г|р + а ■ Е т]р
' ^ 1 71 1 -1
Приводя обе части уравнения к одному основания, раскрывая скобки и приводя подобные, в итоге получим
Л 0#=Л <2и Лр+Л <2з Из этого выражения слезет
Г м 1
а-с т)р ж к -1
J
71-(1-т|р)+а-ЕТ11
■
п 1 -1 -Ы|р -а- Г|р
Из этого соотношения получаем
Оз.=_
(1-Пр)
( " 4
1 7Т к — 1 + 1- а
П (1-ПР)+ПР
После преобразований последнее выражение можно привести к виду 01=_1-ЛР
1+Лг
Г ( 1 1
1 + а а- те к -1-1
■1
(13)
Выражение (13) даёт искомое соотношение, характеризующее долю затрат энергии на привод компрессорной установки с предварительным охлаждением и получением дополнительной мощности вследствие рекуперации тепла, по отношению к затратам энергии в исходной установке.
Из (13) видно, что если а=0, т.е. холодильная машина отключена и утилизированное тепло затрачивается только на снижение мощности двигателя - привода компрессора, то выражение принимает вид
1-ЛР
Ро
1+ПР
1-1
которое совпадает с полученным ранее в [5].
На основе зависимости (13) можно провести анализ влияния различных параметров системы на эффективность процесса рекуперации тепла. Результаты такого параметрического анализа представлены на рис. 1-3.
На рис. 1 представлен график зависимости соотношения Оз 'Оо от а при различных значениях г.
Рис. 1. График зависимости отношения МК^/СЬ 01 а ПРН р а ¡личных значениях холодильного коэффициента е (значению г\=2 соответствует зависимость М1(а)_ значению г*=3 - М2{гх), е_;=4 - М3(а))
На рис. 2 представлен график зависимости соотношения (Зз/(Зо от а при различных значениях л.
Рнс. 7. График зависимости отношения M=Qj/Q,, от а прн различных значениях степени повышения давления в компрессоре л ["значению П|=3 соответствует зависимость Ml (а), значению лп=4 - М2(а), пз=5 -М3(а))
На рис. 3 представлен график зависимости отношения Q3/Q0 от е при различных значениях а.
Pec. 3. График зависимости отношения M=Qj/Q( от значения холодильного коэффициента £ при различных а (значению ai=0 соответствует зависимость М1(е), значению «ц=0,5 - М2(е), а;=1 -МЗ(е))
Графики, представленные на рис. 1, показывают, что при отключенной холодильной машине (а=0) экономны подводимой к двигателю тепловой энергии, а значит, и расхода топлива. может превышать 50%. Подключение холодильной машины к системе рекуперации позволяет это процент увеличить ещё больше.
Графики, изображённые на рис. 2 показывают влияние на эффективность процесса рекупераиии тепла степени сжатия газа в компрессоре. Из графиков видно, что эффективность процесса тем выше, чем выше степень повышения давления газа.
Графики рисунка 3 демонстрируют влияние на эффективность процесса рекуперации тепла холодильного коэффициента холодильной машины. Из графиков следует, что чем выше холодильный коэффициент, тем выше эффективность процесса рекуперации тепловых потерь.
Таким образом, проведённый термодинамический анализ показывает, что предложенная схема рекуперации тепловых потерь мобильной компрессорной установки теоретически позволяет сэкономить свыше 50% топлива, затрачиваемого на её работу. Разумеется, что проведённый анализ не учитывал многие виды необратимых потерь, которые имеют место в реальных установках, а значит, реальная эффективность системы рекуперации тепла будет ниже теоретической. Оценка реальной эффективности предложенной системы рекуперации тепловых потерь мобильной компрессорной установки является перспективной задачей для дальнейших экспериментальных и теоретических исследований.
Библиографический список
1. Архаров, А.М. Теплотехника / А. М. Архаров. - М. : МГТУ, 2004. - 712 с.
2. Лук аник, В. Н. Двигатели внутреннего сгорания: теория рабочих процессов / В Н. Луканин - М.: Высшая школа, 2007. - 479 с.
3. Селиверстов, В.М. Утилизация тепла в судовых дизельных установках / В. М. Се-ливёрстов. - Л.: Судостроение, 1973. - 256 с.
4. Шасгинин. П.И. Поршневые компрессоры / П. И, Птастинин: в 2-х т. ТЛ_ Теория и расчёт. - М.: Колос, 2002. - 456 с.
5 Юша. BJL Анализ термодинамической эффективности применения цикла Ренкина в системе рекуперации тепловых потерь компрессорной установки с приводным двигателем внутреннего сгорания / В. Л Юша, Г. И. Чернов И Омский научный вестник Сер. Приборы, машины и технологии. - 2013. - № 2 (120). - С. 254-261.
