загрузка...
 
6.5. Оцінка енергоефективності механічної рекомпресії вторинної пари
Повернутись до змісту

6.5. Оцінка енергоефективності механічної рекомпресії вторинної пари

Розрахункова схема випарного апарата з механічною рекомпресією вторинної пари наведена на рисунку 6.9.

а)

б)

Рисунок 6.9 – Розрахункова схема випарного апарата з механічною рекомпресією вторинної пари:

а – схема матеріальних і енергетичних потоків;

 б – процеси у T, s – діаграмі

З урахуванням позначень, введених у розділі 6.2, рівняння енергетичного балансу випарного апарата у межах контуру “А” записується у вигляді

,   (6.24)

де  – потік механічної роботи, який передається робочому середовищу у компресорній машині (індикаторна потужність компресора);

 – тепловий потік від зовнішніх поверхонь випарного апарата і компресора у навколишнє середовище.

Після підстановок на базі виразів (6.7) і (6.8) маємо

,    (6.25)

або

.               (6.26)

де  = 1,05 – коефіцієнт, який враховує тепловтрати у навколишнє середовище для випарної установки з рекомпресією вторинної пари.

Потужність привода компресора визначається з урахуванням ККД механічних втрат , втрат у передачі  і двигуні :

,                                    (6.27)

де .

З позицій термотрансформації функціонування випарного апарата з рекомпресією вторинної пари є сукупністю процесів, які утворюють розімкнений зворотний термодинамічний цикл, і у даному випадку цикл парокомпресійного теплового насоса, де функції випарника і конденсатора виконують відповідні порожнини теплообмінної частини випарного апарату.

Розглядаючи випарний апарат з механічною рекомпресією вторинної пари як тепловий насос, можна записати нижченаведені вирази, які характеризують режимні параметри термотрансформації:

теплопродуктивність установки

;               (6.28)

потужність приводного двигуна

;                 (6.29)

коефіцієнт перетворення (СОР)

.                          (6.30)

Для невеликих значень корисної різниці температур має місце значне перевищення  над , що і приводить до досить високих значень коефіцієнта перетворення (j=20-25).

З метою кращої адаптації рівняння коефіцієнта перетворення при виконанні оціночних розрахунків його можна привести до вигляду [7]

,                      (6.31)

де  – густина сухої насиченої водяної пари при температурі кипіння (у стані 1 w);

 – питома теплота пароутворення при даній температурі ;

 – питома потужність компресора при роботі в інтервалі температур ;

 – об'ємна продуктивність компресора за умов всмоктування.

При використанні рівняння для Nпр у вигляді (6.26) питома потужність компресора виражається залежністю

     (6.32)

і після підстановки у рівняння (6.31)

.          (6.33)

Наведені рівняння відповідають умовам роботи компресора без розвиненого зовнішнього теплообміну, що є прийнятним при розрахунках з використанням машин динамічного принципу дії (турбомашин). У разі застосування компресорних машин з системами охолоджування, то при складанні енергетичного балансу необхідно врахувати тепловий потік, який відводиться від робочого середовища у компресорі. Так, наприклад, при використанні рідинно-кільцевих компресорних машин необхідно враховувати відведення теплового потоку від робочої рідини у системі охолодження.

Для порівняльних розрахунків енергоефективності може бути застосований параметр, який називають питомою витратою енергії, у даному випадку це витрата енергії, віднесена до кілограма випаровуваної рідини (розчинника) :

                                 (6.34)

або з урахуванням попередньої залежності

.             (6.35)

Для однокорпусної випарної установки без рекомпресії питома витрата енергії визначається аналогічно, але з урахуванням виду затрачуваної енергії, а саме теплоти, отриманої від гріючої пари, що утворюється за рахунок згоряння викопного палива (котельної пари):

.                                   (6.36)

Величина теплового потоку, передаваного розчину від гріючої пари (позначення на рис. 6.3)

,                    (6.37)

або

,                         (6.37а)

де  – питома теплота конденсації гріючої пари (котельної пари) при температурі конденсації.

З урахуванням виразу (6.11) можна записати

.              (6.38)

Порівнюючи питомі витрати енергії для випаровування без рекомпресії та з її використанням, можна отримати (допускаючи, що ) величину зниження питомих витрат при переході до теплонасосного теплопостачання випарної установки:

.                           (6.39)

Більш об'єктивним показником порівняння будь-яких термомеханічних систем, як було зазначено раніше, є рівень ексергетичної ефективності.

Для однокорпусної випарної установки з механічною рекомпресією вторинної пари у межах контуру “А” згідно з рисунком 6.9 а рівняння для ексергетичної ефективності матиме такий вигляд:

         .                           (6.40)

При розширенні меж контуру “А”, наприклад, з включенням вакуум-насоса і насоса для відкачування конденсату після гріючої камери, у рівнянні (6.40) потрібно врахувати потужності вказаного устаткування

                        (6.41)

де  – потік ексергії конденсату з гріючої камери, але обчислюваний за параметрами температури і тиску за конденсатним насосом.



загрузка...