Молодежникова Л.И. Технологические энергоносители промышленных предприятий. Часть 2

Подождите немного. Документ загружается.

151

Большой распространение получили бромистолитиевые

(LiBr+H

O) абсорбционные холодильные установки. Принцип действия

их не отличается от принципа работы водоаммиачных абсорбционных

холодильных установок, с той лишь разницей, что в бромистолитиевой

установке водяной пар является легкокипящим компонентом, отгоняе-

мым в генераторе, а абсорбирующим веществом является раствор бро-

мистого лития в воде. Бромистый литий имеет высокую температуру

кипения и не отгоняется водяными парами, поэтому ректификация не

требуется.

Так как холодильным агентом является вода, которая замерзает при

0 °С, то такие установки применяются обычно только для получения

холодной воды с температурой 1,7–7 °С в системах кондиционирования

воздуха, в производстве синтетических волокон и т. п.

Принципиальная схема бромистолитиевой холодильной установки

приведена на рис. 13.

Рис.13 Схема бромистолитиевой установки.

1 – генератор; 2 – конденсатор; 3 – испаритель; 4 – абсорбер; 5 – теплообмен-

ник; 6 и 7 –дроссельные вентиля или шайбы; 8 – циркуляционные насосы

Первый сосуд представляет собой генератор для выпаривания воды

из раствора. Пары её конденсируются в верхней части аппарата в змее-

вике, в котором циркулирует холодная вода. Вода из конденсатора по-

ступает в нижний аппарат с меньшим давлением, в верхней части кото-

152

рого она испаряется. Пары воды поглощаются абсорбирующим водным

раствором бромистого лития, находящимся в нижней части второго ап-

парата. Как и в абсорбционной водоаммиачной установке, из генератора

перепускается слабый раствор, а из абсорбера насосом перекачивается

крепкий раствор, содержащий большее количество летучего компонента

– воды. Охлаждённая в испарителе вода подаётся к потребителям холо-

да.

Действующие бромистолитиевые холодильные установки имеют

холодопроизводительность от 2·10

до 40·10

кДж/ч.

Пример.

Рассчитать схему водоаммиачной абсорбционной установки перио-

дического действия (рис. 13) при следующих условиях: холодопроизводительность

установки Q

= 10 кВт, температура рассола на входе в испаритель t

н1

= – 10 °С и на

выходе из него t

н2

= – 27 °С, температура воды на входе в аппараты t

в2

= t

ос

= 20 °С и

на выходе из них t

в1

= 30 °С, давление греющего пара p= 0,6 МПа, конечные разно-

сти температур в испарителе ∆t

= 3 °С, в конденсаторе ∆t

= 5 °С, в абсорбере ∆t

5 °С, в генераторе ∆t

= 9 °С, в дефлегматоре ∆t

= 15 °С.

Рис. 14. Схема абсорбционной установки периодического действия и процесс в

h, ζ – диаграмме: 1 – схема абсорбционной установки периодического действия;

2 – процесс в h, ζ – диаграмме

Температура конденсации

30 5 35 .

k в k

tt t C

Давление конденсации 1, 4 .

p МПа

Температура абсорбции

520525.

a в

tt C

Концентрация раствора к началу зарядки (точка 6 на изобаре

'0,25p МПа

)

0,45.

кр





153

Энтальпия раствора, нагретого до состояния кипения (точка 4),

293 / .h кДж кг

Давление испарения

0,13p

Па (соответствующая температура испаре-

ния

27 3 30 .

ни

tt t С)

Температура кипящего в генераторе раствора к концу зарядки

158 8 150 .

гк s г

ttt С  

Концентрация раствора к концу зарядки:

'0,15,

сл



 тогда

' 586 / .h кДж кг

Температура паров после дефлегматора

30 15 45 ;

вд

tt t C



     ей отве-

чает энтальпия

1655 / .h кДж кг

Параметры пара на выходе из генератора вначале и в конце зарядки, соответ-

ственно:

0,98; 425 1780 / ;

0,84; 1980 / .

' 0,69; ' 525 220 / ;

ср ср

h кДж кг















Кратность циркуляции раствора:

224

/ ( ) / ( ) / 1 (1 0, 45) / (0, 45 0,15) 1 2,835.

кр

fGD





 

Удельный отвод флегмы:

22114

( ) / ( ) ( )( ) (1 0,84) / (0,84 0, 45) 0, 41.

ср ср

ППкр

   

     

Уравнение теплового баланса дефлегматора:

2121

()()( )0,41( )

(1980 1655) 0, 41(1980 440) 960 / ,

ср ср ср

ДП рр р

qhh hh hh hh

кДж кг



    

 

где

( ) / 2 (293 586) / 2 440 / .

ср

hhh кДж кг   

Уравнение теплового баланса генератора:

.. 2. 4424

()()(')(')

2,835(586 293) (1655 586) 960 2860 / .

Гркрн ркД Д

qfhh hh qfhh hh q

кДж кг





Удельная тепловая нагрузка конденсатора:

1655 525 1130 / .

qhh кДж кг  

6.8 Воздушные и газовые холодильные машины

В первых холодильных машинах с механическим приводом холо-

дильным агентом являлся воздух. Но уже с конца XIX века воздух был

вытеснен аммиаком и углекислотой, вследствие того, что газовая, в ча-

стности воздушная, холодильная машина в большинстве случаев менее

экономична, чем паровая, процессы отдачи и восприятия тепла в ней

протекают не по изотермам, а по изобарам, и для получения одной и той

же холодопроизводительности требуется большая затрата механической

энергии.

154

Рис. 15. Схема газовой турбокомпрессионной холодильной установки и её

цикл в T-s диаграмме.

I – турбокомпрессор; II – охладитель; III – детандер; IV – подогреватель.

Видно, что при T

и Т

, одинаковых для обоих циклов, затрата

энергии определяется пл. 1-2'-3-4'-1 большей, чем пл. 1-2-3-4, равная за-

трате энергии в парокомпрессионной установке. Кроме того, воздух и

другие газы имеют малую теплоемкость, вследствие чего обычно тре-

буются большие расходы их, чем объясняются большие размеры газо-

вых поршневых компрессионных машин. При температуре ниже нуля

работа компрессионной

установки возможна только на сухом воздухе,

так как при влажном воздухе в детандере выпадают кристаллы снега и

работа его ухудшается. Принципиальная схема воздушной поршневой

холодильной машины отличается от рассмотренной ранее схемы тем,

что вместо конденсатора и испарителя устанавливают охладитель воз-

духа II и подогреватель IV.

Холодильный коэффициент теоретического рабочего цикла воз-

душной холодильной машины определяют из условий:

дк



14'32'1.

4'1.





пл

dcdпл

)()(

)(

4312

TTcTTc

TTc







;

Для идеальных газов с

=const и формула принимает вид:

г.т

)()(

4312

TTTT





Действительный процесс в воздушной компрессионной установке,

как это показано пунктиром на рис. 9, б, отличается от рассмотренного

идеального тем, что сжатие в компрессоре и расширение в детандере

155

происходят не адиабатно, а политропно. В результате этого увеличива-

ется затрата работы в компрессоре и уменьшается возврат работы в де-

тандере, а также удельная весовая холодопроизводительность установки

; из-за необратимых потерь в детандере теряется наиболее ценный хо-

лод, получаемый при наиболее низкой температуре.

Некоторое повышение холодильного коэффициента воздушных

компрессионных установок может быть получено при введении регене-

рации.

6.8.1 Газовая холодильная машина с регенерацией тепла

На рис. 15 показаны принципиальная схема газовой компрессион-

ной установки с регенерацией и процесс ее работы в T-s-диаграмме.

Рис. 16 Схема газовой турбокомпрессионной холодильной установки с реге-

нерацией тепла и её идеальный цикл на T-s диаграмме.

I – турбокомпрессор; II – охладитель; III – дополнительный теплообменник

для регенерации тепла; IV – детандер; V – подогреватель.

Газ сжимается в компрессоре (линия 1-2) и далее охлаждается в

охладителе (линия 2-3), затем поступает в регенератор, где дополни-

тельно охлаждается (линия 3-4), после этого поступает в детандер, в ко-

тором расширяется (линия 4-5), и последовательно нагревается в нагре-

вателе (линия 5-6) и регенераторе (линия 6-1), после чего вновь посту-

пает к компрессору, замыкая цикл.

По сравнению с предыдущей схемой, которой на рис. 15 соответ-

ствует процесс 6-2'-3'-5, в схеме с регенерацией уменьшаются разности

давлений и температур в компрессоре и детандере (р'

-р

<р

-р

), т. е.

156

уменьшается степень сжатия. Теоретически для идеальных процессов

регенерация не даёт энергетического выигрыша, так как

(Т

' – T

) – (Т

' – Т

) = (Т

– Т

) – (T

– T

Тому и другому процессам на рис. 15 соответствует одинаковая

холодопроизводительность (пл. а-5-6-b-a), однако в реальных условиях

уменьшение степени сжатия значительно повышает удельную холодо-

производительность машины с регенерацией тепла. Холодильный ко-

эффициент реальной газовой холодильной машины с регенерацией теп-

ла меньше, чем идеальной машины с регенерацией тепла (ε

г.р

<ε

г.и

), за

счёт потерь тепла в окружающую среду теплообменниками и неадиа-

батности процессов сжатия и расширения, а также за счёт гидравличе-

ских потерь в дополнительном теплообменнике.

6.8.2 Газовые холодильные машины с регенерацией тепла

и промежуточным охлаждением и подогревом

Проблема повышения удельной холодопроизводительности газо-

вых холодильных машин с регенерацией тепла решается путём ступен-

чатого сжатия и охлаждения в компрессоре и ступенчатого расширения

и нагрева в детандере. Эти теплообменники как бы встраиваются в ма-

шину. На рис. 16 показаны принципиальная схема и рабочий процесс

такой машины в T-s диаграмме:

Рис. 17 Схема газовой турбокомпрессионной холодильной установки с регенераци-

ей тепла с промежуточным ступенчатым охлаждением в компрессоре и ступенча-

тым нагреванием в детандере и её идеальный цикл на T-s диаграмме.

I – турбокомпрессор со встроенным охладителем; II – регенеративный подог-

реватель; III – детандер со встроенным нагревателем.

157

Линия 1-2 обозначает ступенчатый процесс в компрессоре, линия

3-4 – детандере, линии 2-3 и 4-1 – охлаждение и нагрев газа в дополни-

тельном подогревателе – регенераторе II.

Холодильный коэффициент такой машины приближается к иде-

альному значению холодильного коэффициента и равен:

г.р

ТТ



Чем больше число ступеней, тем экономичнее холодильная ма-

шина. Однако конструктивно это осуществить чрезвычайно сложно и на

практике машины имеют две-три ступени охлаждения и нагрева.

Пример. Рассчитать схему (рис. 17) идеальной газовой холодильной уста-

новки, работающей' по циклу Джоуля, для следующих условий: холодопроизводи-

тельность Qо = 100 кВт, давление сжатого воздуха р

= 0,4 МПа, температура

воздуха перед компрессором Т3 = 268 К и перед детандером Т

= 293 К. Теплоем-

кость воздуха с

= 1,01кДж/(кг-К).

В результате расчета определить параметры в характерных точках процесса,

тепловые нагрузки аппаратов, мощность компрессора и детандера, холодильный ко-

эффициент и эксергетический КПД установки.

Рис. 18 Схема идеальной газовой холодильной установки и процесс

в Ts – диаграмме

Решение:

Температура воздуха в конце изоэнтропного сжатия:



1,4-1/1,4

1/ 0,286

2121

(p /p ) =268 4 /1 268 4 268 1, 485 395 .

Т T К





Работа компрессора:

=с

(Т

-Т

) = 1,01(395-268) = 128 кДж/кг.

Температура воздуха на выходе из детандера:

293

197 .

1, 4 85

(/)

ТК





158

Удельная работа, отводимая от детандера,





( ) 1,01 293 197 96,5 / .

др

l с T ТкДжкг 

Удельная холодопроизводительность установки:





014

( ) 1,01 268 197 =71,3 / .

q с TT кДж кг 

Удельная работа, затраченная на проведение процесса,

128 96,5 31,5 / .

k Д

ll l кДж кг   

Удельная тепловая нагрузка охладителя:



( ) 1,01 395 293 102,8 / .

кр

q сТ T кДж кг 

Энергетический баланс установки:

; 71, 3 31, 5 102, 8 / .

qlq кДж кг  

Расход воздуха:

/100/71,31,4/.GQq кг с 

Мощность компрессора:

128 1,4 179 / 179 .

кк

NlG кДж с кВт 

Мощность детандера:

96,5 1,4 135 / 135 .

дд

NlG кДж с кВт  

Мощность, затрачиваемая на проведение процесса:

179 135 44 .

кд

NN N кВт  

Удельный расход энергии:

/ / 44 /100 0, 44.э lq NQ  

Холодильный коэффициент:

1/ / 2,27.э QN



 

Эксергетический КПД установки (по средней температуре):

232 293

( ) ( ) 2, 27( ) 2, 27 0,263 0,597( 60%),

232

ср

ос

е q

ср

 



  



где

014

( ) / 2 (268 197) / 2 232 .

ср

TTT К   

6.9 Термоэлектрические холодильные машины

Термоэлектрические холодильные аппараты потребляют электро-

энергию для получения холода. Термоэлектрический метод охлаждения

основан на возникновении температурного перепада на спаях при про-

пускании постоянного тока через цепь из двух разнородных металлов.

Техническая реализация метода термоэлектрического охлаждения впер-

вые предложена академиком А.Ф. Иоффе на основе использования в

электрической цепи полупроводниковых термоэлементов, собранных

батарею. Конструктивно термоэлектрические батареи выполняются из

ряда соединенных в электрическую цепь единичных термоэлементов,

каждый из которых включает два полупроводника, образующих горя-

чий и холодный спаи.

159

Рис. 19. Схема действия метода термоэлектрического охлаждения.

Через термоэлектрические батареи пропускается постоянный ток,

и на холодных спаях термоэлементов происходит поглощение тепла из

воздушного потока, а на горячих спаях выделяется тепло. Это тепло

нужно отводить, для чего используется наружный или удаляемый воз-

дух, оборотное водоснабжение и др. Для интенсификации внешнего те-

плообмена термоэлементы обычно снабжаются оребрением.

Преимущества термоэлектрического

охлаждения – отсутствие

движущихся частей, а значит, бесшумность работы, возможность точ-

ного регулирования температуры и высокая надежность термоэлектри-

ческих машин.

Экономичность протекающих процессов характеризует СОР

(coefficient of performance), равный отношению холодильной мощности

модуля к электрической энергии, потребляемой модулем. При заданном

значении силы тока СОР практически линейно зависит от разности тем-

ператур, причем чем меньше

разность температур, тем он выше.

Для термоэлектрических устройств СОР в среднем составляет

0,3...0,5, что ниже значений холодильного коэффициента компрессион-

ных машин.

Пример. С учетом перспективного развития полупроводниковых материалов

и достижения значения коэффициента добротности z =0,01 1/°С определить холо-

дильный коэффициент и эксергетический КПД термоэлектрической полупроводни-

ковой холодильной установки, если сопротивление полупроводниковых элементов

R = 20 Ом, разность коэффициентов термо-ЭДС ∆α = 1 В/°С, сила тока I = 3 А.

Горячие спаи термоэлементов охлаждаются водой t

= t

ос

= 20 °С. Мини-

мальная разность температур ∆t

= Т

– T

= 1 °С. Температура холодных спаев

= 270 К.

160

Решение. Коэффициент, учитывающий удельный теплоприток от горячих

спаев термоэлементов к холодным,

/ , / 1/ 0,01 20 5 / . z а kR к zR Вт С





Температура горячих спаев:

293 1 294 .

ГВГ

ТТ t К 

Разность температур между горячими и холодными спаями:

294 270 24 .

T ТТ С     

Холодильный коэффициент:

0,5

1 270 3 5 24 0,5 3 20

2,38.

3201243

TI k T I R

IR TI







 



 

   

Коэффициент работоспособности холода:







0..0

( ) / 270 293 / 270 23 / 270 0, 0852.

q ос

ТТТ



    

Эксергетический КПД установки:

( ) 2, 38 0, 0852 0, 203( 20%).





 