431Работа на конкурс_Смоляров

ТРИГЕНЕРАЦИЯ НА АЭС: СРАВНЕНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
2012
1
Содержание
Введение
3
1. Актуальность систем тригенерации
4
2. Схемы и циклы выработки холода
6
2.1.Абсорбционные холодильные машины
6
2.2.Паровые компрессионные холодильные машины
7
3.Влияния температуры греющего пара на эффективность
абсорбционной установки
9
4.Влияния температуры греющего пара на недовыработку мощности в
турбине
13
5.Выбор оптимального давления теплофикационных отборов
турбоустановки АЭС
15
6.Расчет электрической мощности для компрессионной холодильной
установки
20
7.Сравнение энергетической эффективности абсорбционной и
компрессионной холодильных установок
22
8.Влияние абсорбционной холодильной установки на окружающую
среду
23
Заключение
24
Список литературы
25
Приложение 1
26
Приложение 2
27
2
Введение
Россия, как и другие продвинутые страны, столкнулась с
проблемой энергодефицита. Аварии, а также отключение электроснабжения, нехватка
либо отсутствие теплоснабжения — все это требует решения, решения быстрого.
Впрочем, чтобы запустить дополнительные мощности, требуется затрачивать годы на
строительство электростанций либо станций, которые генерируют тепло.
Комбинированное производство тепловой, электрической и холодильной энергии
(тригенерация) представляет на сегодняшний день 1 из наиболее современных
технологических решений в плане и повышения энергетической эффективности,
решения экологических проблем.
Оптимизация потребления энергии является серьезной задачей, ее решение важно
и с экономической точки зрения, и в отношении улучшения экологии. В жилых
зданиях распределение энергопотребления выглядит следующим образом: 57% энергии
идет на отопление помещений, 25% — на производство горячей санитарной воды
и 11% — на питание электробытовых приборов.
Если не забывать, что значительная доля энергии расходуется на отопление, а
также приготовление горячей санитарной воды, нужно знать, каковы последствия
использования тепловой энергии, в том числе, какова степень загрязнения атмосферы,
которая обусловлена производством тепла на бытовое отопление. Для минимизации
негативного воздействия на экологию, а также уменьшения финансовых расходов
представляется, что, кроме разработки совершенно новых альтернативных видов
экологически безопасного топлива, следует шире эксплуатировать современные
технологии, которые в определенных ситуациях могут существенно повысить
производительность и улучшить применение источников энергии.
Системы когенерации (комбинированное производство тепла и электроэнергии)
и тригенерации (комбинированное
производство
тепла,
холода,
а
также
электроэнергии) представляют собой максимально эффективный и рациональный
способ использования традиционных источников энергии (ископаемое горючее) и
возобновляемых источников энергии (биогаз и солнечная энергия).
К
примеру,
системы
когенерации
в
сочетании
с холодильным
оборудованием абсорбционного типа являются удачным выходом в ситуации, когда
нужно обеспечить регенерацию и преобразование избыточного тепла в холодильную
энергию.
Поэтому, системы тройного действия являются эффективным решением для
удовлетворения все время растущего спроса на электроэнергию, тепло и холод.
Целью данной работы является сравнение подключения абсорбционной
установки к одному из теплофикационных отборов турбоустановки
К–1000 –
60/1500 ХТЗ, установленной на энергоблоке АЭС с ректором
ВВЭР–1000 и
парокомпрессионной компрессионной холодильной установки, работающей от
отпускаемой мощности электрогенератора энергоблока.
3
1. Актуальность систем тригенерации
Гибкость системы тригенерации, которая способна использовать утилизируемую
энергию для теплоснабжения во время холодного сезона (зимой) и холодоснабжения во
время теплого сезона (летом) позволяет увеличить продолжительность времени, в
течение которого система может работать с максимальной эффективностью, что
отвечает как интересам собственника, так и соображениям охраны окружающей среды.
Рис. 1. Оптимизация работы предприятия в течение года за счет тригенерации; А и В –
загрузка тригенерационной установки, С – закупка электроэнергии во внешней сети, D
– подключение компрессорной холодильной системы, E – ввод в работу резервного
котла
Выбор принципиального подхода к использованию систем тригенерации, а также
стратегии управления системой имеет большое значение и заслуживает тщательного
рассмотрения.
Решение, при котором весь необходимый холод производится за счет
абсорбционной холодильной системы, редко оказывается оптимальным. Например, в
системах кондиционирования воздуха для удовлетворения потребностей в охлаждении
на протяжении большей части года достаточно 70% пиковой мощности охлаждения.
Остальные 30% при необходимости могут быть обеспечены резервными
компрессорными установками.
Такой подход позволяет минимизировать капитальные затраты, связанные с
внедрением системы.
Для нахождения оптимального применения утилизируемой энергии и, как
следствие, достижения максимального КПД (по отношению к энергии топлива)
системы тригенерации ориентированы на удовлетворение потребностей как в тепле, так
и в холоде. Тригенерация представляет собой дальнейшее развитие концепции
когенерации посредством добавления к системе холодильной установки.
Дополнительные инвестиции такого рода не имеют смысла в том случае, если
4
предприятие, внедряющее систему когенерации, способно найти на собственном
производстве эффективное применение всему утилизируемому теплу.
Однако такие инвестиции могут быть оправданы в том случае, если определенные
периоды работы предприятия не все тепло находит применение, или потребность в
тепле вообще отсутствует, но имеется потребность в охлаждении воды или воздуха.
Например, тригенерация часто используется для кондиционирования воздуха в
зданиях, когда зимой необходим подогрев, а летом – охлаждение, или когда одни
помещения нуждаются в отоплении, а другие – в охлаждении.
Многие промышленные производства и общественные здания также
характеризуются подходящим балансом потребностей в тепле и холоде. В качестве
примеров можно назвать, в частности, пивоваренные предприятия, торговые центры,
аэропорты и больницы.
Тригенерация применяется также в следующих системах:
Районное кондиционирование – метод удовлетворения потребностей жилых
зданий, коммерческих объектов и, иногда, промышленных предприятий в
кондиционировании (охлаждении) с помощью систем коллективного пользования.
В таких видах чаще всего используются абсорбционные охладители (чиллеры),
которые достаточно легко интегрируются с когенерационным оборудованием.
Основные причины для этого состоят в следующем: удовлетворение летней
потребности в кондиционировании существенно повышает экономическую
привлекательность применения когенерации за счет выравнивания сезонной
потребности в тепловой энергии; в качестве хладагента в чиллере применяется вода, а
не экологически вредные хлоро-фторо-углероды (традиционно используемые в
индивидуальных кондиционерах)
Промышленное кондиционирование. В некоторых секторах экономики, в
частности, в пищевой промышленности, существует потребность в холодной воде с
температурой 100С – 150С, используемой в технологических процессах. В то же время в
летний период температура речной воды находится на уровне 250С – 300С (пивоварни,
например, используют холодную воду для охлаждения и хранения готового продукта,
на животноводческих фермах вода используется для охлаждения молока).
Производители замороженной продукции работают с температурами от -200С до -300С
круглогодично[1].
5
2.
Схемы и циклы выработки холода
2.1. Абсорбционные холодильные машины
Абсорбционные холодильные машины используют энергию в виде тепла.
В воздушных, парокомпрессионных и пароэжекторных холодильных машинах
сжатие холодильного агента, необходимое для переноса тепла на более высокий
температурный уровень, осуществляется путем механического компрессирования. В
абсорбционной холодильной машине повышение давления рабочего тела достигается
путем так называемой термохимической компрессии, для чего требуется затрата тепла
при температуре более высокой, чем температура окружающей среды.
Рабочим веществом в абсорбционной машине является раствор двух полностью
растворимых друг в друге веществ с резко различными температурами кипения. При
этом легкокипящее вещество является холодильным агентом, а вещество с более
высокой температурой кипения – абсорбентом. Как известно, температура кипения
бинарного раствора при данном давлении зависит от концентрации раствора.
Фазовая диаграмма состояния бинарного (двойного) раствора приведена на рис.2.
Здесь через c обозначена концентрация холодильного агента; температуры в точках 1 и
2 представляют собой температуры кипения соответственно чистого абсорбента и
чистого холодильного агента. Пограничная кривая 1a2b1 изображает равновесие
состояния системы при наличии обеих – жидкой и газообразной – фаз. Нижняя ветвь
1a2 соответствует состояниям жидкой фазы, а верхняя ветвь 1b2 – газообразной фазе
(насыщенному пару) при равновесном сосуществовании обеих фаз. Другими словами,
кривая 1a2 представляет собой линию кипения раствора при данном давлении, а кривая
1b2 – линию конденсации насыщенного пара.
Рис. 2. Фазовая диаграмма состояния бинарного раствора
Пусть состояние кипящей жидкости раствора изображается точкой A на кривой
1a2; тогда состояние пара, находящегося с ней в равновесии, характеризуется точкой B
на кривой 1b2, т.е. при кипении раствора концентрации c образуется пар, имеющий по
сравнению с исходным раствором более высокую концентрацию легкокипящего
компонента.
Если в испарителе, помещенном в охлаждаемом помещении, образуется
насыщенный пар с высокой концентрацией c’1, состояние которого изображается
точкой B1, то этот пар может находиться в равновесии с кипящей жидкостью, имеющей
концентрацию c1. По отношению к жидкости с меньшей концентрацией c2<c1, кипящей
при температуре t2, этот пар является переохлажденным; поэтому при соприкосновении
их начнется конденсация пара, следствием которой будет полное поглощение или
абсорбция пара жидкостью. При этом тепло конденсации будет отводиться при
6
температуре жидкости t2 более высокой, чем температура пара t1. В результате будет
происходить переход тепла от тела менее нагретого (пара высокой концентрации) к
телу более нагретому (жидкости низкой концентрации).
Основные элементы абсорбционной машины – парогенератор с конденсатором и
абсорбером предназначены для непрерывного воспроизводства жидкости высокой
концентрации, поступающей затем в испаритель на парообразование, и жидкости
низкой концентрации, служащей для абсорбции (поглощения) концентрированного
пара. На рис.3 приведена принципиальная схема абсорбционной машины.
Рис. 3. Принципиальная схема абсорбционной холодильной машины
Пар высокой концентрации образуется за счет кипения жидкости малой
концентрации в парогенераторе 1 при давлении p2 более высоком, чем давление в
испарителе и абсорбере. Для испарения жидкости к генератору подводится тепло qг при
температуре tг, которая должна быть не ниже температуры кипения при данном
давлении и данной концентрации и во всяком случае больше t0.
Пар высокой концентрации поступает в конденсатор 2, где конденсируется,
отдавая тепло конденсации qк охлаждающей воде, имеющей температуру t0
окружающей среды. Образовавшаяся жидкость высокой концентрации дросселируется
в регулирующем вентиле 3 от давления p2 до давления p1. При дросселировании
температура жидкости понижается до температуры более низкой, чем в охлаждаемом
помещении.
После этого жидкость поступает в находящийся в охлаждаемом помещении
испаритель 4. Вследствие того что температуру жидкости меньше температуры
охлаждаемого помещения, жидкость испаряется, поглощая от последнего тепло qх.
Образующийся при этом пар, имеющий температуру t1 и давление p1, поступает из
испарителя в абсорбер 5, где абсорбируется при температуре t0>t1, отдавая тепло
абсорбции q2 охлаждающей воде.
При кипении жидкости в генераторе концентрация холодильного агента в
жидкости понижается, а в абсорбере вследствие поглощения концентрированного пара,
наоборот, повышается. Для поддержания концентраций в обоих аппаратах
неизменными между ними осуществляется циркуляция либо при помощи насоса 6,
либо естественным путем за счет разности плотностей растворов разной концентрации.
По пути из генератора в абсорбер жидкость дросселируется регулирующим
вентилем 7[2].
2.2. Паровые компрессионные холодильные машины
В качестве рабочих веществ (холодильных агентов) в паровых холодильных
машинах могут быть использованы вещества с технически допустимым давлением
насыщенных паров во всем диапазоне температур цикла. Желательно, чтобы
7
холодильный агент имел большую величину скрытой теплоты парообразования и
достаточно высокую критическую температуру.
В компрессионных холодильных машинах вода не используется как холодильный
агент, несмотря на ее доступность, абсолютную безвредность и дешевизну.
Недостатком воды как холодильного агента является чрезмерно низкое давление
кипения при ограниченном диапазоне температур – не ниже –40 С. Например,
температуре кипения воды 20 С соответствует давление 0,0072 бар; в обычной
компрессионной машине поддерживать такое низкое давление невозможно.
До последних лет в холодильной технике использовались в качестве холодильных
агентов: хлористый метил (СН3CI), углекислота (CO2) и наиболее часто аммиак (NH3).
Аммиак применяется главным образом в холодильных машинах с поршневыми
компрессорами для получения температур не ниже –650 С.
За исключением аммиака, применявшиеся ранее холодильные агенты
вытесняются в настоящее время группой веществ, называемых фреонами –
фторхлорпроизводными углеводородов типа CmHxFyCIz. Число возможных
фторхлорпроизводных чрезвычайно велико, причем многие их них в настоящее время
синтезируются в достаточных количествах.
Температура кипения фреонов при атмосферном давлении в зависимости от их
химического состава изменяется в широком интервале, что дает возможность
применять их в холодильной технике для самых различных целей.
Схема паровой компрессионной машины приведена на рис. 4.
Рис. 4. Схема паровой компрессионной машины; 1 – охлаждаемое помещение
(испаритель); 2 – компрессор; 3 – конденсатор; 4 – расширительный цилиндр
В процессе 4-1 испарения жидкого холодильного агента при температуре T1 и
давления p1 отнимается тепло от охлаждаемого помещения. Состояние влажного пара,
засасываемого компрессором, характеризуется точкой 1. Компрессор сжимает пар
адиабатически по линии 1-2. Состояние в точке 2 соответствует сухому насыщенному
пару, однако в общем случае адиабата 1-2 может располагаться как левее, так и правее
и конечное состояние холодильного агента может соответствовать как влажному, так и
перегретому пару.
Сжатый холодильный агент поступает в конденсатор, где осуществляется процесс
отдачи тепла (линии 2-3) при постоянном давлении p3 и соответствующей температуре
T3[2].
Осуществление адиабатического расширения жидкости по линии 3-4 требует
наличия расширительного цилиндра.
8
3. Влияния температуры греющего пара на эффективность абсорбционной
установки
Проведем анализ влияния температуры греющего водяного пара на
эффективность абсорбционной установки.
Проведем расчет для одноступенчатой абсорбционной холодильной установки,
которая состоит из генератора, дефлегматора, конденсатора, испарителя, абсорбера,
пароохладителя и промежуточного теплообменника (рис. 7)[3].
Рис. 5. Схема водоаммиачной холодильной установки
Проведем расчет для следующих значений температур греющего пара:
tпара  110 0С ; tпара  130 0С ; tпара  160 0С ;
Зададимся следующими условиями:
Q0  80 ГДж / ч  22222, 22 кВт  22, 22 МВт ;
Холодопроизводительность
Температура рассола на входе в испаритель tн1  20 0С ; Температура рассола на
выходе из испарителя tн 2  30 0С ; Температура охлаждающей воды на входе в
аппараты tв 2  20 0С ; Температура охлаждающей воды на выходе из аппаратов
tв1  25 0С ; Температурные напоры: в испарителе
tи  3 0C ; в конденсаторе
tк  5 0C ; в абсорбере tа  5 0C ; в генераторе tг  5 0C ; в охладителе t ПО  10 0С ;
в теплообменнике tТО  10 0С ; в дефлегматоре t Д  15 0С ; Рабочий агент – аммиак,
абсорбент – вода.
На рис. 8 приведен процесс водоаммиачной холодильной установке пара в h, ξдиаграмме.
Проведем расчет для температуры греющего пара tпара  110 0С
Определим температуру испарения хладагента:
t0  tн 2  tи  30  3  33 0C ;
При данной температуре на h,  - диаграмме найдем давление, которое соответствует
температуре t0 . (В области жидкости, при   1 и t0  33 0C ).
p1  0,1 МПа ;
Найдем температуру конденсации:
tк  tв1  tк  25  5  30 0C ;
9
При данной температуре на h,  - диаграмме найдем давление, которое соответствует
температуре t к . (В области жидкости, при   1 и tк  30 0C ).
p2  1, 2 МПа ;
Рис. 6. Процесс в h, ξ-диаграмме водоаммиачной холодильной установки
Найдем температуру слабого раствора на выходе из генератора:
t9  tпара  tг  110  5  105 0C
По h,  - диаграмме находим параметры слабого раствора. (В области жидкости, при p2
и t9 )
Найдем параметры слабого раствора:
h9  400 кДж / кг ; сл  0,3 ;
Найдем температуру крепкого раствора на выходе из абсорбера:
t13  tв 2  tа  20  5  25 0C ;
По h,  - диаграмме находим параметры крепкого раствора. (В области жидкости, при
p1 и t13 )
Параметры крепкого раствора:
h13  0 кДж / кг ;  кр  0,315 ;
Найдем кратность циркуляции раствора:
 
1  0,3
f  2 сл 
 46,67 ;
кр  сл 0,315  0,3
Параметры пара после дефлегматора:
t2  tв1  t Д  25  15  40 0С ;  2  1 ; h2  1660 кДж / кг ;
Параметры равновесного пара, выходящего из генератора:
p1  1, 2 МПа ; 1  0,944 ; h1  1850 кДж / кг ;
Удельный отвод флегмы из дефлегматора (флегмовое отношение):
 
1  0,944
 2 1
 0, 089 ;
1  8 0,944  0,315
Удельная тепловая нагрузка дефлегматора:
qд  (h1  h2 )    (h1  h8 )  (1850  1660)  0,089  (1850  380)  321 кДж / кг , где h8  380
при 8  0,315 ;
Параметры слабого раствора после теплообменника:
t10  t14  tТО  25  10  35 0С ; h10  62 кДж / кг ;
10
Энтальпия крепкого раствора на входе в генератор:
f 1
46, 67  1
h15  h14 
 (h9  h10 )  0 
 (400  62)  331 кДж / кг ;
f
46, 67
Удельная тепловая нагрузка теплообменника:
qТО  ( f  1)  (h9  h10 )  (46,67  1)  (400  62)  15437 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка конденсатора:
qk  h2  h3  1660  520  1140 кДж / кг , где h3  520 кДж / кг ;
Температура паров хладагента после охладителя:
t7  t3  t ПО  tk  t ПО  30  10  20 0С ;
h7  1685 кДж / кг - энтальпия паров;
Удельная тепловая нагрузка охладителя:
qПО  h7  h6  1685  1620  65 кДж / кг ;
h6  1620 кДж / кг (В области пара, при p1 и  4  1 );
Энтальпия жидкого аммиака перед дросселем:
h4  h3  qПО  520  65  455 кДж / кг ;
Удельная холодопроизводительность установки:
q0  h6  h5  1620  455  1165 кДж / кг ;
Удельное количество тепла, выделяемого при абсорбции:
qа  (h7  h10 )  f  (h10  h13 )  (1685  62)  46,67  (62  0)  4517 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка генератора:
qг  (h1  h9 )  f  (h9  h15 )    (h1  h8 ) 
;
 (1850  400)  46, 67  (400  331)  0, 089  (1850  377)  4801 кДж / кг
Расход рабочего агента (аммиака):
Q
22222, 22
G 0 
 19, 08 кг / с ;
q0
1165
Найдем тепловые нагрузки аппаратов:
А) Генератора: Qг  G  qг  19,08  4801  91603,1 кВт ;
Б) Абсорбера: Qа  G  qа  19,08  4517  86184, 4 кВт ;
В) Конденсатора: Qк  G  qк  19,08 1140  21751, 2 кВт ;
Найдем удельный расход тепла:
q
Q
91603,1
Э г  г 
 4,122 ;
q0 Q0 22222, 22
Найдем холодильный коэффициент:
q
1
1
 0 
 0, 243
qг Э 4,122
По данному алгоритму были проведены расчеты для температур пара 1300С и 1600С и
результаты расчетов приведены в табл.1.
11
Таблица 1. Таблица результатов расчета зависимости эффективности абсорбционной
установки от температуры греющего пара.
Удельная тепловая
Удельный расход
Холодильный
нагрузка генератора
tпара
тепла
коэффициент
Э

qг , кВт
110
91603,1
4,122
0,243
130
47070,4
2,118
0,472
160
42338,5
1,905
0,525
Рис. 7. График зависимости изменения холодильного коэффициента и удельного
расхода тепла от температуры греющего пара
12
4. Влияния температуры греющего пара на недовыработку мощности в
турбине
Определим зависимость недовыработки мощности турбины от температуры
греющего пара. Проанализируем данную зависимость, использую турбоустановку К1000–60/150 ХТЗ[4], установленную на энергоблоке АЭС с реактором ВВЭР –
1000(схема и процесс в h, S-диаграмме представлены в приложении 1 и приложении 2).
Определим недовыработку мощности при температуре греющего пара равного
ts=1100С, что соответствует Ps=0,1434 МПа.
Рассчитаем расход пара, идущего из отбора турбины:
Qотб  Dотб  (hотб  hk' ) ,
где Qотб  Qг  91603,1 кВт – тепловая нагрузка отбора;
hотб  2666,86 кДж / кг –
энтальпия
пара
в
отборе
при
давлении
Ps;
h  121, 4 кДж / кг – энтальпия воды для восполнения расхода пара, идущего на
абсорбционную установку
Qотб
91603,1
Dотб 

 35,987 кг / с
'
hотб  hk 2666,86  121, 4
Рассчитаем недовыработку мощности турбины:
N  Dотб  (hотб  hk )  м г ,
'
k
м ,
г
–
механический
КПД
и
КПД
электрогенератора;
hk  2307 кДж / кг – действительная энтальпия на выходе из турбины;
N  Dотб  (hотб  hk )  м г  35,987  (2666,86  2307)  0,99  0,98  12,564 МВт
где
Определим недовыработку мощности при температуре греющего пара равного
ts=1300С, что соответствует Ps=0,2703 МПа.
Рассчитаем расход пара, идущего из отбора турбины:
Qотб  Dотб  (hотб  hk' ) ,
где Qотб  Qг  47070, 4 кВт ;
hотб  2759, 29 кДж / кг , hk'  121, 4 кДж / кг ;
Qотб
47070, 4
Dотб 

 17,844 кг / с
'
hотб  hk 2759, 29  121, 4
Рассчитаем недовыработку мощности турбины:
N  Dотб  (hотб  hk )  м г ,
где hk  2307 кДж / кг ;
N  Dотб  (hотб  hk )  м г  17,844  (2759, 29  2307)  0,99  0,98  7,83 МВт
Определим недовыработку мощности при температуре греющего пара равного
ts=1600С, что соответствует Ps=0,6181 МПа.
Рассчитаем расход пара, идущего из отбора турбины:
Qотб  Dотб  (hотб  hk' ) ,
где Qотб  Qг  42338,5 кВт ;
hотб  2897,58 кДж / кг , hk'  121, 4 кДж / кг ;
Qотб
42338,5
Dотб 

 15, 251 кг / с
'
hотб  hk 2897,58  121, 4
Рассчитаем недовыработку мощности турбины:
13
N  Dотб  (hотб  hk )  м г ,
где hk  2307 кДж / кг ;
N  Dотб  (hотб  hk )  м г  15, 251 (2897,58  2307)  0,99  0,98  8,739 МВт
Из выше приведенных расчетов установлено:
 При увеличении температуры греющего пара увеличивается холодильный
коэффициент, который можно считать главным показателем эффективности
абсорбционной холодильной установки;
 При увеличении температуры греющего пара уменьшается расход пара, идущего в
генератор абсорбционной холодильной установки;
 При увеличении температуры греющего пара недовыработка мощности турбины
ведет себя неоднозначно, то есть при определенной температуре (в данном случаем
при ts=1300C) наблюдается минимум недовыработки (∆N=7,83 МВт).
Рис. 8. График зависимости изменения расхода пара на абсорбционную установку и
недовыработки мощности от температуры греющего пара
По выше приведенным расчетам можно сделать вывод, что выбор температуры
греющего пара, идущего в генератор абсорбционной установки, отбираемого из отбора
турбины, должен происходить на основании технико-экономических расчетов, так как
функция температуры греющего пара является многокритериальной tпара  f ( , N ) .
14
5. Выбор оптимального давления теплофикационных отборов турбоустановки
АЭС
Подключим абсорбционную холодильную установку, представленную на рис. 6, к
теплофикационному отбору турбоустановки К-1000-60/1500 ХТЗ (приложение 1). Так
как у рассматриваемой установки имеется два теплофикационных отбора, то проведем
расчет при подключении абсорбционной холодильной установки к данным отборам и
выберем наиболее эффективный.
Расчет при подключении абсорбционной установки к 4 отбору турбины с
параметрами Pпара=0,43 МПа; Температура греющего пара tпара  146, 24 0С ;
Холодопроизводительность
Q0  80 ГДж / ч  22222, 22 кВт  22, 22 МВт ;
Температура рассола на входе в испаритель tн1  20 0С ; Температура рассола на
выходе из испарителя tн 2  30 0С ; Температура охлаждающей воды на входе в
аппараты (абсорбер и конденсатор) tв 2  20 0С ; Температура охлаждающей воды на
выходе из аппаратов tв1  25 0С ; Температурные напоры: в испарителе tи  3 0C ; в
конденсаторе tк  5 0C ; в абсорбере tа  5 0C ; в генераторе tг  5 0C ; в охладителе
t ПО  10 0С ; в теплообменнике tТО  10 0С ; в дефлегматоре t Д  15 0С ; Рабочий
агент – аммиак, абсорбент – вода.
Определим температуру испарения хладагента:
t0  tн 2  tи  30  3  33 0C ;
При данной температуре на h,  - диаграмме найдем давление, которое соответствует
температуре t0 . (В области жидкости, при   1 и t0  33 0C ).
p1  0,1 МПа ;
Найдем температуру конденсации:
tк  tв1  tк  25  5  30 0C ;
При данной температуре на h,  - диаграмме найдем давление, которое соответствует
температуре t к . (В области жидкости, при   1 и tк  30 0C ).
p2  1, 2 МПа ;
Найдем температуру слабого раствора на выходе из генератора:
t9  tпара  tг  146, 24  5  141, 24 0C
По h,  - диаграмме находим параметры слабого раствора. (В области жидкости, при p2
и t9 ) Найдем параметры слабого раствора:
h9  550 кДж / кг ; сл  0,175 ;
Найдем температуру крепкого раствора на выходе из абсорбера:
t13  tв 2  tа  20  5  25 0C ;
По h,  - диаграмме находим параметры крепкого раствора. (В области жидкости, при
p1 и t13 ) Параметры крепкого раствора:
h13  0 кДж / кг ;  кр  0,315 ;
Найдем кратность циркуляции раствора: f 
2  сл
1  0,175

 5,893 ;
кр  сл 0,315  0,175
Параметры пара после дефлегматора:
15
t2  tв1  t Д  25  15  40 0С ;  2  1 ; h2  1660 кДж / кг ;
Параметры равновесного пара, выходящего из генератора:
p1  1, 2 МПа ; 1  0,944 ; h1  1850 кДж / кг ;
Удельный отвод флегмы из дефлегматора (флегмовое отношение):
 
1  0,944
 2 1
 0, 089 ;
1  8 0,944  0,315
Удельная тепловая нагрузка дефлегматора:
qд  (h1  h2 )    (h1  h8 )  (1850  1660)  0,089  (1850  380)  321 кДж / кг , где h8  380
при 8  0,315 ;
Параметры слабого раствора после теплообменника:
t10  t14  tТО  25  10  35 0С ; h10  62 кДж / кг ;
Энтальпия крепкого раствора на входе в генератор:
f 1
5,893  1
h15  h14 
 (h9  h10 )  0 
 (550  62)  405, 2 кДж / кг ;
f
5,893
Удельная тепловая нагрузка теплообменника:
qТО  ( f  1)  (h9  h10 )  (5,893  1)  (550  62)  2387,8 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка конденсатора:
qk  h2  h3  1660  520  1140 кДж / кг , где h3  520 кДж / кг ;
Температура паров хладагента после охладителя:
t7  t3  t ПО  tk  t ПО  30  10  20 0С ;
h7  1685 кДж / кг - энтальпия паров;
Удельная тепловая нагрузка охладителя:
qПО  h7  h6  1685  1620  65 кДж / кг ;
h6  1620 кДж / кг (В области пара, при p1 и  4  1 );
Энтальпия жидкого аммиака перед дросселем: h4  h3  qПО  520  65  455 кДж / кг ;
Удельная холодопроизводительность установки:
q0  h6  h5  1620  455  1165 кДж / кг ;
Удельное количество тепла, выделяемого при абсорбции:
qа  (h7  h10 )  f  (h10  h13 )  (1685  62)  5,893  (62  0)  1988, 4кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка генератора:
qг  (h1  h9 )  f  (h9  h15 )    (h1  h8 ) 
;
 (1850  550)  5,893  (550  405, 2)  0, 089  (1850  377)  2284, 4 кДж / кг
Расход рабочего агента (аммиака):
Q
22222, 22
G 0 
 19, 08 кг / с ;
q0
1165
Найдем тепловые нагрузки аппаратов:
А) Генератора: Qг  G  qг  19,08  2284, 4  43586, 4 кВт ;
Б) Абсорбера: Qа  G  qа  19,08 1988, 4  37938,7 кВт ;
В) Конденсатора: Qк  G  qк  19,08 1140  21751, 2 кВт ;
Найдем удельный расход тепла:
q
Q
43586, 4
Э г  г 
 1,961 ;
q0 Q0 22222, 22
16
Найдем холодильный коэффициент:
q
1
1
 0 
 0,510
qг Э 1,961
Рассчитаем расход пара, идущего из отбора турбины:
Qотб  Dотб  (hотб  hk' ) ,
где Qотб  Qг  43586, 4 кВт ;
hотб  2852 кДж / кг , hk'  121, 4 кДж / кг ;
Qотб
43586, 4
Dотб 

 15,962 кг / с
'
hотб  hk 2852  121, 4
Рассчитаем недовыработку мощности турбины:
N  Dотб  (hотб  hk )  м г ,
где hk  2307 кДж / кг ;
N  Dотб  (hотб  hk )  м г  15,962  (2852  2307)  0,99  0,98  8, 440 МВт
Расчет при подключении абсорбционной установки к 5 отбору турбины с
параметрами Pпара=0,19 МПа.
Температура греющего пара tпара  118,6 0С ;
Определим температуру испарения хладагента:
t0  tн 2  tи  30  3  33 0C ;
При данной температуре на h,  - диаграмме найдем давление, которое соответствует
температуре t0 . (В области жидкости, при   1 и t0  33 0C ).
p1  0,1 МПа ;
Найдем температуру конденсации:
tк  tв1  tк  25  5  30 0C ;
При данной температуре на h,  - диаграмме найдем давление, которое соответствует
температуре t к . (В области жидкости, при   1 и tк  30 0C ).
p2  1, 2 МПа ;
Найдем температуру слабого раствора на выходе из генератора:
t9  tпара  tг  118,6  5  113,6 0C
По h,  - диаграмме находим параметры слабого раствора. (В области жидкости, при p2
и t9 ) Найдем параметры слабого раствора:
h9  400 кДж / кг ; сл  0,31 ;
Найдем температуру крепкого раствора на выходе из абсорбера:
t13  tв 2  tа  20  5  25 0C ;
По h,  - диаграмме находим параметры крепкого раствора. (В области жидкости, при
p1 и t13 ) Параметры крепкого раствора:
h13  0 кДж / кг ;  кр  0,315 ;
Найдем кратность циркуляции раствора: f 
2  сл
1  0,3

 46,67 ;
кр  сл 0,315  0,3
Параметры пара после дефлегматора:
t2  tв1  t Д  25  15  40 0С ;  2  1 ; h2  1660 кДж / кг ;
17
Параметры равновесного пара, выходящего из генератора:
p1  1, 2 МПа ; 1  0,944 ; h1  1850 кДж / кг ;
Удельный отвод флегмы из дефлегматора (флегмовое отношение):
 
1  0,944
 2 1
 0, 089 ;
1  8 0,944  0,315
Удельная тепловая нагрузка дефлегматора:
qд  (h1  h2 )    (h1  h8 )  (1850  1660)  0,089  (1850  380)  321 кДж / кг , где h8  380
при 8  0,315 ;
Параметры слабого раствора после теплообменника:
t10  t14  tТО  25  10  35 0С ; h10  62 кДж / кг ;
Энтальпия крепкого раствора на входе в генератор:
f 1
46, 67  1
h15  h14 
 (h9  h10 )  0 
 (400  62)  331 кДж / кг ;
f
46, 67
Удельная тепловая нагрузка теплообменника:
qТО  ( f  1)  (h9  h10 )  (46,67  1)  (400  62)  15437 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка конденсатора:
qk  h2  h3  1660  520  1140 кДж / кг , где h3  520 кДж / кг ;
Температура паров хладагента после охладителя:
t7  t3  t ПО  tk  t ПО  30  10  20 0С ;
h7  1685 кДж / кг - энтальпия паров;
Удельная тепловая нагрузка охладителя:
qПО  h7  h6  1685  1620  65 кДж / кг ;
h6  1620 кДж / кг (В области пара, при p1 и  4  1 );
Энтальпия жидкого аммиака перед дросселем:
h4  h3  qПО  520  65  455 кДж / кг ;
Удельная холодопроизводительность установки:
q0  h6  h5  1620  455  1165 кДж / кг ;
Удельное количество тепла, выделяемого при абсорбции:
qа  (h7  h10 )  f  (h10  h13 )  (1685  62)  46,67  (62  0)  4517 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка генератора:
qг  (h1  h9 )  f  (h9  h15 )    (h1  h8 ) 
;
 (1850  400)  46, 67  (400  331)  0, 089  (1850  377)  4801 кДж / кг
Расход рабочего агента (аммиака):
Q
22222, 22
G 0 
 19, 08 кг / с ;
q0
1165
Найдем тепловые нагрузки аппаратов:
А) Генератора: Qг  G  qг  19,08  4801  91603,1 кВт ;
Б) Абсорбера: Qа  G  qа  19,08  4517  86184, 4 кВт ;
В) Конденсатора: Qк  G  qк  19,08 1140  21751, 2 кВт ;
Найдем удельный расход тепла:
q
Q
91603,1
Э г  г 
 4,122 ;
q0 Q0 22222, 22
18
Найдем холодильный коэффициент:
q
1
1
 0 
 0, 243
qг Э 4,122
Рассчитаем расход пара, идущего из отбора турбины:
Qотб  Dотб  (hотб  hk' ) ,
где Qотб  Qг  91603,1 кВт ;
hотб  2730 кДж / кг , hk'  121, 4 кДж / кг ;
Qотб
91603,1
Dотб 

 35,116 кг / с
'
hотб  hk 2730  121, 4
Рассчитаем недовыработку мощности турбины:
N  Dотб  (hотб  hk )  м г ,
где hk  2307 кДж / кг ;
N  Dотб  (hотб  hk )  м г  35,116  (2730  2307)  0,99  0,98  14, 411 МВт
Таблица 2. Результаты расчетов подключения абсорбционной установки к 4 и 5 отбору
турбоустановки К-1000-60/1500 ХТЗ
Номер отбора
ξ
∆N, МВт
4
0,510
8,440
5
0,243
14,411
В результате выше приведенных расчетов видно, что подключение
абсорбционной установки к 4 отбору турбины более эффективно, чем к 5 отбору
турбины.
19
6. Расчет электрической мощности для компрессионной холодильной
установки
Подключим компрессионную холодильную установку (рис.11), которая будет
питаться электроэнергией от блока АЭС для выработки холода[3].
Рис. 9 Схема парожидкостной компрессионной холодильной установки с
регенеративным теплообменником и процесс в T, S – диаграмме.
Холодопроизводительность Q0  80 ГДж / ч  22222, 22 кВт  22, 22 МВт
Температура охлаждаемого воздуха на входе в испаритель tн1  20 0С
Температура на выходе из испарителя tн 2  30 0С
Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор tв 2  20 0С
Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора tв1  25 0С
Температурные напоры: в испарителе tи  3 0C ; в конденсаторе tк  5 0C ;
Внутренний адиабатный и электромеханический КПД компрессора i  0,8 ,  эм  0,9 ;
Одноступенчатая компрессионная холодильная установка работает на хладоне R–12.
Определим расчетную температуру и давление испарения:
t0  tн 2  tи  30  3  33 0С ; p0  0,09 МПа ;
Расчетная температура конденсации:
tk  tв1  tk  25  5  30 0С ;
Принимаем разность температур на теплом конце регенеративного теплообменника,
равной 20 0С, определяем температуру паров хладона перед компрессором:
t1  t3  t p  30  20  10 0С ;
По T, s – диаграмме хладона R-12 находим параметры рабочего агента в характерных
точках схемы:
Точка 1: t1  10 0С ; p1  0,09 МПа ; h1  582 кДж / кг ;   0, 225 м3 / кг ;
Точка 2: p2  0,75 МПа ; h2'  627, 2 кДж / кг ; t2  88, 6 0С ;
Точка 3: t3  30 0С ; p3  0, 75 МПа ; h3  446,6 кДж / кг ;
Точка 6: t6  30 0С ; p6  0, 09 МПа ; h6  557 кДж / кг ;
20
Параметры в точке 4 находим по тепловому балансу регенеративного теплообменника:
h1  h6  h3  h4 ,
откуда
энтальпия
в
точке
4:
h4  h3  (h1  h6 )  446,6  (582  557)  421,6 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка испарителя:
q0  h6  h5  557  421,6  135, 4 кДж / кг ;
Действительная энтальпия фреона на выходе из компрессора:
h2  h1  (la / i )  582  (625  582) / 0,8  635,75 кДж / кг ;
Удельная внутренняя работа компрессора:
lв  h2  h1  635,75  582  53,75 кДж / кг ;
Удельная тепловая нагрузка конденсатора:
qk  h2  h3  635,75  446,6  189,15 кДж / кг ;
Q0 22, 22 103

 164,106 кг / с ;
q0
135, 4
Объемная производительность компрессора
V1  G  1  164,106  0, 225  36,924 м3 / с ;
Тепловая нагрузка конденсатора:
Qк  G  qk  164,106 189,15  31040,65 кВт ;
Удельная работа компрессора:
lкм  lв / эм  53,75 / 0,9  59,72 кДж / кг ;
Электрическая мощность компрессора:
N э  lкм  G  59,72 164,106  9800,775 кВт ;
Массовый расход хладагента: G 
21
7.
Сравнение компрессионной холодильной установки и абсорбционной
холодильной установки
Сравнивая мощность, которую потребляет компрессор в компрессионной холодильной
установке(Nэ=9,8МВт), и недовыработку мощности, связанную с отбором пара на
генератор абсорбционной холодильной установки(Nэ=8,44 МВт), можно сделать вывод,
что абсорбционная холодильная установка будет более эффективнее при равной
холодопроизводительности.
Так же следует отметить, что эксплуатационные показатели абсорбционной
холодильной машины, связанные с надёжностью и уровнем автоматизации, выше, чем
у компрессионной, так как надёжность компрессионной холодильной машины в
значительной степени определяется надёжностью механического компрессора.
Рис. 10. Энергетическое сравнение абсорбционной и компрессионной холодильных
установок
22
8. Влияние абсорбционной холодильной установки на окружающую среду
Степень отрицательного влияния абсорбционной холодильной машины на
окружающую среду выявляется в результате анализа факторов, оказывающих вредное
воздействие на природу со стороны холодильной техники в целом.
К числу этих факторов относятся: тепловые сбросы, шум и вибрация, загрязнение
воды, утечки холодильного агента и масла.
Рассмотрим данные факторы.
Тепловые сбросы – это тепло, которое отводится в конденсаторе холодильной
машины, причем та часть тепла конденсации, которая связана с затратами энергии на
сжатие холодильного агента, составляет долю техногенной теплоты, поступающей в
биосферу.
При строгом экологическом анализе требуется решать оптимизационную задачу с
учетом таких факторов, как уменьшение теплового сброса за счет сокращения разности
температур в аппаратах, но при одновременном увеличении тепловых сбросов при
изготовлении холодильных машин большой материалоемкости; улучшение качества
теплоизоляции охлаждаемых объектов, но при увеличении ее стоимости.
Дальнейшее
совершенствование
абсорбционных
холодильных
машин,
обеспечение возможности их работы от источников теплоты все более низкого
потенциала может в перспективе привести к значительному снижению теплового
загрязнения окружающей среды.
Шум и вибрация – распространение в окружающую среду механических
колебаний, возникающих при работе холодильной машины. С энергетической точки
зрения вибрация и шум переходят в теплоту, и, хотя это тепло крайне незначительно,
виброшумовые загрязнения окружающей среды нельзя исключать из числа факторов,
вредно влияющих на организм человека.
Загрязнение воды – фактор, связанный с прямоточным водоснабжением, которое
еще находит применение ввиду наименьшей стоимости, однако ведет к ухудшению
качества воды. На практике в подавляющем большинстве случаев осуществление
мероприятий, позволяющих пользоваться водой для охлаждения элементов
холодильной машины без ухудшения ее качества, требует больших экономических
затрат. При возрастании ценности водных ресурсов в дальнейшем эти экономические
затраты будут оправданы обеспечением сохранности потребительских свойств воды.
Утечки холодильного агента и смазочного масла при правильном исполнении и
грамотной эксплуатации холодильной установки могут быть устранены, за
исключением тех, которые связаны с конструктивными особенностями ее элементов.
В целом загрязнение рабочими веществами окружающей среды со стороны
холодильной техники невелико, особенно по сравнению с другими промышленными
отраслями.
На основании проведенного анализа можно сделать вывод, что абсорбционные
холодильные машины по ряду перечисленных факторов являются более совершенными
и могут быть признаны экологически перспективными[5].
23
Заключение
В ходе проведенной работы было выявлено, что для выработки холода наиболее
выгодно использовать абсорбционную холодильную установку, подключенную к
теплофикационному отбору турбины К-1000-60/1500 ХТЗ энергоблока АЭС с
реактором ВВЭР-1000.
Данные мероприятия по подключению абсорбционной холодильной установки
возможны на любой двухконтурной АЭС, которые в настоящее время функционируют
на территории Российской федерации.
Так же хочется отметить, что приступая к работам по создания данных установок,
надо понимать, что каждый проект несет в себе значительную долю уникальности,
связанную с внешними (цены на топливо, надежность снабжения, тарифы сетей) и
внутренними (профиль потребления тепла и электроэнергии, пиковые нагрузки)
факторами.
24
1.
2.
3.
4.
5.
Список литературы
Бочарников И.А., Лебедева Е.А. Применение систем когенерации для
совместного производства тепловой и электрической энергии. Тепловые
процессы в паровых турбинах //Сборник IV международной студенческой
электронной научной конференции «Студенческий научный форум».
Вукалович М.П., Новиков И.И. Техническая термодинамика. – М.: Энергия,
1968. – 496с.
Мартынов А.В. Установки для трансформации тепла и охлаждения: Сборник
задач: Учеб. пособие для вузов – М.: Энергоатомиздат, 1989. – 200с.
Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции: Учебник для вузов/ Под ред.
В.Я. Гиршфельда. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергоатомиздат, 1987. –
328с.
Галимова Л.В. Абсорбционные холодильные машины и тепловые насосы: Учеб.
пособие для спец. «Техника и физика низких температур» / Астрахан. гос. тех.
ун-т. – Астрахань: Изд-во АГТУ, 1997 – 226с.
25
Приложение 1
ПТС энергоблока АЭС с ректором ВВЭР-1000 и турбоустановкой К-1000-60/1500 ХТЗ
26
Приложение 2
Процесс работы пара в главной турбине К-1000-60/1500 и турбоприводе питательного насоса в h, S-диаграмме
27