Струйная термокомпрессорная установка (СТК): назначение, принцип действия, термодинамическая модель и результаты расчетных исследований параметров рабочего процесса

Сумской государственный университет

СТРУЙНАЯ ТЕРМОКОМПРЕССОРНАЯ УСТАНОВКА (СТК): НАЗНАЧЕНИЕ, ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ, ТЕРМОДИНАМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА

В.Н. Марченко, канд. техн. наук,

Н.А. Жиленко, асп.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1 Принцип действия СТК

2 Моделирование рабочего процесса

3 Некоторые результаты расчетных исследований СТК

Заключение

Условные обозначения

Summary

Список литературы

Введение

В условиях сохраняющейся тенденции роста стоимости топлива и электроэнергии вопросы их экономии за счет рационального использования вторичных энергоресурсов в последние годы превратились в чрезвычайно актуальную проблему и являются общегосударственной задачей. В значительной степени это связано с низким коэффициентом полезного преобразования энергии в технологических процессах, составляющим лишь 20-40%, и наличием большого количества неиспользуемых вторичных энергетических ресурсов в виде пара, горячей воды, факельных сбросов, горячих газов и др.

Перспективным направлением утилизации энергии отработавшего вторичного пара низкого давления является восстановление его путем компримирования до необходимых рабочих параметров для последующего использования на теплотехнических объектах предприятий. Значительные объемы вторичного пара, исчисляемые десятками и сотнями тонн [1], требуют использования для его восстановления многоступенчатых турбокомпрессорных агрегатов или пароструйных компрессорных систем. Применение первых ограничивается необходимостью больших капитальных вложений и сложностью эксплуатации в области сравнительно высоких температур вблизи пограничной кривой конденсации, а вторых - высокими дополнительными затратами высокоэнтальпийного рабочего пара, подача которого в несколько раз превышает расход вторичного пара [2].

Более предпочтительны струйные аппараты, в которых рабочей средой является циркуляционная насыщенная жидкость [3]. Использование в качестве активной среды испаряющейся при истечении насыщенной или недогретой до насыщения воды оказалось весьма эффективным в пароводяных инжекторах (термонасосах), применяемых, например, в схемах АЭС [4]. Подобный принцип, названный струйной термокомпрессией, положен в основу разработанного способа сжатия пара и устройства для его осуществления [5]. Привлекательными здесь являются достаточно высокая для струйных аппаратов энергетическая эффективность, обусловленная низкими потерями на удар и малыми затратами энергии на подачу малосжимаемой жидкости, возможность обеспечения равенства расходов перекачиваемого и подаваемого потребителю пара, простота устройства и сравнительно невысокая стоимость оборудования, а также возможность перекачивания больших объемов пара.

Как показали проведенные исследования, принцип термоструйной компрессии может оказаться весьма эффективным в теплоэлектрогенерирующих установках с паротурбинными и парогазотурбинными двигателями.

1 ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ стк

схема установки представлена на рис.1.

Рисунок 1 - Принципиальная схема СТК (1 - струйный термокомпрессор; 2 - сепаратор; 3 - насос)

Струйный компрессор 1, сепаратор 2 и питательный насос 3 объединены в замкнутый по жидкости циркуляционный контур. В сепараторе поддерживается требуемое давление сжатия р_с при температуре насыщения t_c (р_c). Насос отбирает жидкость из сепаратора и подает ее при давлении р_о р_с в активное сопло компрессора, обеспечивая откачивание вторичного пара низкого давления р_П, подводимого к пассивному соплу компрессора. Сжатая до давления р_с при температуре t_c парожидкостная смесь (влажный насыщенный пар) поступает в сепаратор, из которого отделяемый сухой пар отводится потребителю, а насыщенная жидкость откачивается насосом в циркуляционный контур для подачи в струйный компрессор. Постоянство количества жидкости в сепараторе поддерживается за счет подвода (или отвода) компенсационной части насыщенной жидкости m_c, величина которой определяется параметрами сред, подводимых к компрессору. В общем случае перепроизводство или недопроизводство восстанавливаемого пара определяется показателем Ш_с = (m_c/m_п) <>1, величина которого зависит от параметров подаваемых сред.

Истечение недогретой до насыщения жидкости (температура нагнетаемой воды в насосе при повышении давления от р_с до р_о изменяется незначительно: t_о t_c) сопровождается падением давления до локального давления насыщения [6, 10], что приводит к началу парообразования внутри канала и, следовательно, создает предпосылки к возникновению критического режима. Экспериментально установлено [3, 6], что парообразование во вскипающей жидкости начинается на стенках канала, а в ядре потока сохраняется метастабильное состояние.

В настоящее время еще не сложилась общепринятая точка зрения на механизм критического истечения. Само определение критической скорости не является однозначным в отличие от газовых потоков, так как она зависит от многих факторов [3, 7]. Расчетные значения скорости звука в двухфазных средах в зависимости от принимаемых моделей отличаются более чем на порядок [8]. Анализ экспериментальных данных, полученных при исследовании истечения вскипающих жидкостей [3, 7, 8, 9, 10], а также материалы испытаний и опыт эксплуатации струйных насосов, работающих в кавитационном режиме [2, 11], приводят к следующей модели истечения и формирования рабочей струи в термокомпрессоре (рис. 2).

Рисунок 2 - Схема проточной части струйного термокомпрессора (I - активное сопло; II - приемная камера; III - камера смешения; IV - диффузор)

В канале активного сопла I перед выходным сечением формируется спутное течение двух потоков [6, 7]: пристенного двухфазного слоя и центрального ядра метастабильно перегретой жидкости. Фронт интенсивного объемного вскипания располагается вблизи выходного среза в начале формирующейся рабочей струи. Давление р_f начала парообразования в канале близко к давлению насыщения р_s (t_a) при температуре подаваемой жидкости t_a , а давление в выходном сечении р_а равно критическому:

р_а = р_*<р_f .

Так как давление р_а превышает давление р_п в приемной камере II, то струя продолжает расширяться до входного сечения (2-2) камеры смешения III. В объеме струи происходят интенсивные обменные процессы, перестройка структуры потока, испарение жидкой фазы, сопровождающиеся падением давления до величины р_П и ростом скорости до значения w₁ > w_a = w_*. Таким образом, формируется рабочая струя влажного пара парокапельной структуры с высоким объемным паросодержанием (например, при давлениях водяного пара р_п р_кр (по состоянию) значениям массовой концентрации пара х ~ 0,05 соответствуют объемные концентрации в ~ 0,95). Следует отметить, что граница рабочей струи в приемной камере практически непроницаема для потока вторичного пара m_п, который ускоряется в сужающемся зазоре между границами струи и стенками камеры - давление в нем падает до величины р₂ < р_п, а скорость увеличивается до значения w₂<w₁. Аналогичное явление наблюдается при истечении эжектирующего газа из сужающегося сопла при сверхкритическом отношении давлений, когда в начальном участке смесительной камеры формируется расширяющаяся сверхзвуковая струя [12]. В камере смешения III протекают процессы выравнивания давлений, скоростей, температур и концентраций фаз рабочего и инжектируемого потоков, сопровождающиеся ростом статического давления и температуры. В диффузоре IV давление и температура установившегося потока с равномерным полем скорости повышаются до требуемых величин р_с и t_c.

2 Моделирование рабочего процесса

Модель, рассматривающая движение одномерных потоков через контрольное пространство с учетом всех форм энергообмена с внешней средой и диссипации энергии внутри пространства, является логическим развитием термодинамического метода исследования реальных процессов в квазиравновесном приближении для выделенного элемента вещества - подвижной закрытой системы [13]. Основные законы в этой форме можно применять к техническим устройствам (или их элементам), не требуя детального описания процессов, протекающих внутри контрольного пространства: в расчетах используются только осредненные «равновесные» параметры состояния, определяемые на контрольной поверхности. При этом необратимость реальных поточных процессов учитывается введением опытных коэффициентов, чаще всего скоростных коэффициентов проточных частей [2, 3, 12, 13, 14].

Такой подход широко применяется при решении многих газодинамических задач, в том числе при расчете характеристик разнообразных струйных аппаратов [2], и вовсе не исключает необходимости учета структуры потока внутри контрольного пространства; напротив, он требует ее правильного физического обоснования и оценки. Следует отметить, что в отличие от однофазных турбулентных потоков исследование характеристик двухфазных течений чрезвычайно осложняется многообразием структур, неравновесных фазовых переходов, ярко выраженной метастабильностью состояний, скольжением фаз, интенсивными тепломассообменными процессами и др. Системы уравнений переноса в двухфазных потоках [3] являются весьма сложными и, как правило, незамкнутыми, но они позволяют выделить определяющие критерии подобия для теплофизического анализа [15] течения путем целенаправленных экспериментальных исследований и обобщений. Такой подход оказывается эффективным при уточнении и дополнении принятого термодинамического метода.

Целью данной статьи является представление созданной на основе наиболее достоверных опытных данных термодинамической модели рабочего процесса СТК; оценка в рамках этой модели степени влияния физических и геометрических начальных параметров на энергетические и эксплуатационные характеристики СТК, а также анализ результатов расчетных исследований.

В основу моделирования рабочего процесса положены следующие положения и допущения.

1. Истечение метастабильно перегретой жидкости из активного сопла с плавным профилированным входом характеризуется критическим режимом, возникновение которого обусловлено пристенным вскипанием жидкости вблизи выходного среза. Подтвержденная опытными наблюдениями модель спутных потоков [6, 7], уточненная по результатам исследований [8, 9], приводит к расчетной зависимости для критического давления р_а, величина которого определяется расходным паросодержанием х_а в критическом сечении:

, (1)

где - коэффициент расхода (скоростной коэффициент) активного сопла.

2. Течение в начальном участке рабочей струи за выходным срезом активного сопла в условиях объемного вскипания и чрезвычайно интенсивных обменных процессов сопровождается перестройкой структуры потока в парокапельную мелкодисперсную с исчезающее малым скольжением фаз:

w_пп=w_ж.

За счет определенной незавершенности парообразования и межфазового теплообмена поток характеризуется термической метастабильностью, когда параметры двухфазной смеси определяются температурой жидкости t_ж > t_s(p).

3. В условиях отсутствия обменных процессов между рабочей струей и потоком вторичного пара в теплоизолированной приемной камере параметры потоков инжектирующего и вторичного пара связаны следующей системой уравнений:

, (2)

, (3)

, (4)

, (5)

где R_a - сила реакции рабочей струи;

f - текущее значение площади сечения рабочей струи на расстоянии z от выходного среза активного сопла;

- удельный объем среды;

- приращение энтропии рабочего потока в канале активного сопла.

4. Степень завершенности фазового перехода по длине z рабочей струи устанавливается из решения уравнения парообразования

. (6)

5. Параметры потоков на границах контрольного пространства (2-2) - (с-с) и в выделенном сечении (3-3) определяются уравнениями сохранения энергии, массы, количества движения и производства энтропии:

, (7)

, (8)

, (9)

. (10)

6. Диссипация энергии в потоке учитывается скоростными коэффициентами ц_j проточных частей компрессора. При низких давлениях среды (р << р_кр (по состоянию)) и значительных объемных паросодержаниях в_i гидравлическое сопротивление двухфазного потока в первом приближении может рассчитываться как для гомогенной среды [6, 17]. Следовательно, численные значения скоростных коэффициентов для газовых [2] и рассматриваемых парокапельных потоков близки.

7. Предельно возможный режим работы компрессора определяется равенством скоростей рабочего w₁ и инжектируемого w₂ потоков во входном сечении (2-2) камеры смешения:

.

Достижение второго предельного режима в камере смешения оценивается из условия

.

Физические свойства фаз в потоке вблизи сечения (3-3) индифферентны по отношению друг к другу, и капельная взвесь настолько мелкая, что скорость звука в такой среде

[3, 8],

где - показатель адиабаты в звуковой волне.

Экспериментально установлено [8, 18], что в достаточно мелкодисперсной двухфазной среде фазовый переход в звуковой волне не успевает осуществиться. В этих условиях при завершении лишь обмена количеством движения показатель адиабаты

,

где - показатель изоэнтропы пара со стороны двухфазной области;

- объемное паросодержание.

3 Некоторые результаты расчетных исследований СТК

По результатам численных расчетов характеристик СТК с камерами смешения различной геометрической формы (цилиндрическими и коническими) проведен анализ влияния основных определяющих параметров рабочего процесса на энергетические и эксплуатационные показатели. Диапазон численных значений исходных параметров представлен в таблице. Термодинамические свойства водяного пара определялись по данным работы [19] методом численной линейной интерполяции.

Таблица 1 - Диапазон численных значений исходных параметров

Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Диапазон изменения
Давление рабочей воды	рa	МПа	3 - 12
Давление вторичного пара	рп	МПа	0,3 - 0,8
Степень сухости вторичного пара	xп		0,8 - 1,0
Давление сжатого пара	рc	МПа	0,7 - 2,0
Скоростной коэффициент активного сопла	цa	-	0,94 - 0,97
Скоростной коэффициент пассивного сопла	цп	-	0,92 - 0,95
Скоростной коэффициент камеры смешения	цк	-	0,95 - 0,97
К.п.д. диффузора	зD	-	0,8
К.п.д. насоса	n	-	0,7

Как и в газовых струйных аппаратах [2], в СТК основной геометрический показатель определяет рабочий диапазон характеристики и достижимый уровень значения коэффициента инжекции

.

Это следует из решения уравнений (8) и (9):

, (11)

где - степень расширения рабочей струи;

- соотношение удельных объемов вторичного и рабочего пара в сечении 2.

На рис. 3 показан характер изменения достижимого давления р_с сжатия от геометрического параметра в возможном диапазоне его изменения (штриховые линии). При минимальном значении этого параметра, когда , обеспечивается достижение максимального повышения давления р_с в струйном термокомпрессоре. Ограничение максимального значения геометрического фактора обусловлено возможностью обеспечения инжекции в СТК.

Рисунок 3 - Зависимость достижимого давления сжатия р_с от геометрической характеристики цилиндрической камеры смешения при различных давлениях подачи: 1 - р_а = 7 МПа, 2 - 9 МПа, 3 - 11 МПа; соответственно и_{пр 1} = (т_п/т_а)₁ = 0,023, и_{пр 2} = 0,034, и_{пр 3} = 0,046; р_{с пр} = 1,1 МПа; р_п = 0,5 МПа; Ш_с = (т_с/т_п) = 1

Сложная взаимосвязь между механическими и термическими параметрами в двухфазной рабочей струе предопределяет значительную степень восстановления энергии диссипации в камере смешения переменного сечения. За счет небольших изменений геометрии камеры, как следует из рис. 4, удается поддерживать эффективность СТК на примерно одинаковом уровне даже при значительном росте диссипативных потерь.

Цилиндрическая форма камеры смешения весьма чувствительна к качеству профилирования входной проточной части.

Один из вариантов характеристики СТК показан на рис.5. Анализ расчетных данных свидетельствует о наличии оптимальных значений величины при определении достижимых величин инжекции в области максимального повышения давления р_с. Штриховыми линиями ограничено поле возможных рабочих параметров.



Рисунок 4 - Изменение инжекции в возможном диапазоне значений скоростного коэффициента ₁₂ рабочей струи: р_с = 1,1 МПа; р_а = 7 МПа; р_п = 0,5 МПа; x_п = 1

Рисунок 5 - Характеристика СТК: зависимость расходного паросодержания сжатой среды от приведенного относительного давления; р_с = 1,1 МПа; р_п = 0,8 МПа; х_п = 1; 1 - , 2 - , 3 -

Существенное влияние геометрии проточной части проявляется и при определении достижимых давлений р_с сжатия струйного компрессора при условии постоянства исходных параметров. На рис. 6 представлена зависимость приведенной мощности (N_n/m_п) СТК (отношение мощности насоса N_n к производительности m_п) от достигаемого повышения давления (р_с-р_п) при р_с = const.



Рисунок 6 - Зависимость приведенной мощности СТК от достигаемого повышения давления: 1 - цилиндрическая камера смешения; 2 - коническая камера смешения; р_а = 7 МПа; р_с = 1,1 МПа; х_п = 1; ; u = 0,005,…,0,049; Ш = 1,07,…,1,85

Оценки показывают, что применение СТК для восстановления вторичного пара на теплотехнических объектах предприятий может оказаться весьма эффективным. Например, при существующих на Украине ценах на топливо и электроэнергию стоимость восстановления водяного пара давлением 0,3 - 0,6 МПа путем его компримирования до давления 1,1 МПа (пар с таким давлением часто применяется на производстве) в 2 - 4 раза ниже стоимости производства котельного пара тех же параметров.

Термодинамический анализ преобразования энергии в адиабатном СТК приводит к расчетной зависимости для эксергетического к.п.д.:

. (12)

Расчеты по зависимости (12) представлены на рис.7:



Рисунок 7 - Зависимость эксергетического к.п.д. СТК с камерой цилиндрического сечения от достижимого повышения давления вторичного пара р_с/р_п : 1 - р_а = 9 МПа, 2 - р_а = 7 МПа; р_с = 1,1 МПа; х_п = 1;

Сравнительно высокие для струйных аппаратов [2] значения к.п.д. СТК объясняются малыми потерями на удар в смесительной камере, низкими затратами энергии на подачу малосжимаемой жидкости, значительным восстановлением энергии диссипации и возможностью повышения эффективности за счет оптимизации геометрической формы проточной части.

Заключение

Представлена струйная термокомпрессорная установка, предназначенная для сжатия влажного пара и рассмотрены физические предпосылки, положенные в основу численного моделирования рабочего процесса. Сделаны некоторые выводы по термодинамической модели СТК, созданной на основе наиболее достоверных опытных данных по течению двухфазных сред с учетом термической метастабильности потока.

Отмечено, что диапазон изменения геометрического фактора ограничен соотношением скоростей и расходов рабочего и вторичного пара; для каждого набора начальных условий р_а и р_п, а также требуемого конечного давления р_с существует оптимальное значение , обеспечивающее достижение максимального значения коэффициента инжекции u.

Оценено влияние геометрии камеры смешения на эффективность работы СТК и установлено, что эксергетический к.п.д. СТК, работающего на недогретой до насыщения воде, достигает 40-60%, что вместе с относительно низкими капитальными затратами делает эту установку перспективной для решения задач энергосбережения на предприятиях.

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

а - скорость звука;

е - эксергия;

f - площадь сечения;

h - удельная энтальпия;

I - импульс;

k - показатель адиабаты;

l - удельная работа;

m - массовый расход;

N - мощность;

р - давление;

- производство энтропии;

t, T - температура;

u - коэффициент инжекции;

v - удельный объем;

w - скорость;

x - массовое расходное паросодержание;

в - объемное расходное паросодержание;

з - к.п.д.;

к - скорость фазового перехода;

л - приведенная скорость;

ц - скоростной коэффициент;

Ш - показатель перепроизводства восстанавливаемого пара.

Нижние индексы

0 - параметры торможения потока;

a, c, 1, 2, 3 - характерные сечения проточной части СТК;

D - диффузор;

diss - диссипация;

f - сечение начала парообразования в канале активного сопла;

i,j - текущие значения;

k - камера смешения;

n - насос;

s - равновесный;

вх, вых - вход, выход;

ж - жидкость;

кр, * - критический;

ос - окружающая среда;

п - вторичный пар;

пп - пар;

пр - предельный.

Верхние индексы

' - жидкость насыщенная;

" - пар насыщенный.

SUMMARY

The description of the jet thermo-compressor plant (JTC) is given in this article; some of the results of the working process numerical researches are presented (they base on the thermo-dynamical model, which takes into account the meta-stability of the two-phase flow). At the same time the calculation-based JTC working and energy futures are presented, and the geometrical parameters influence on plant efficiency is analyzed.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Промышленные теплообменные процессы и установки: Учебник для вузов / А.М. Бакластов, В.А. Горбенко, О.Л. Данилов и др. - М.: нергоатомиздат, 1986. - 328 с.

2. Соколов Е.Я., Зингер Н.М. Струйные аппараты. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 352 с.

3. Дейч М.Е., Филиппов Г.А. Газодинамика двухфазных сред. - М.: Энергоиздат, 1981. - 472 с.

4. Кудирка А.А., Гланц Д.М. Разработка струйных насосов для циркуляционных систем водо-водяных кипящих реакторов. Энергетические машины и установки // Тр. Амер. об-ва инженеров-механиков. - 1974. - №1. - С.1312-1321.

5. Деклараційний патент №59207, Україна, кл. F 04 F 5/24. Спосіб стиснення парорідинного середовища і пароструминна компресорна установка для його здійснення. Опубл. 2002.

6. Зысин В.А., Китанин Э.Л. Гидравлика парожидкостных потоков: Учебное пособие. - Л.: ЛПИ, 1973. - 76 с.

7. Вскипающие адиабатные потоки / В.А. Зысин, Г.А. Баранов, Б.А. Барилович, Т.Н. Парфенова. - М.: Атомиздат, 1976. - 152 с.

8. Фисенко В.В. Критические двухфазные потоки. - М.: Атомиздат, 1978. - 160 с.

9. Истечение теплоносителя при потере герметичности реакторного контура / В.В. Арсентьев, Ю.А. Калайда, В.В. Фисенко, Б.М. Цизин. - М.: Атомиздат, 1977. - 123 с.

10. Лабунцов Д.А., Авдеев А.А. Обобщение опытных данных по критическому истечению вскипающих жидкостей // Теплоэнергетика. - 1978. - №9. - С.71-75.

11. Мамедов И.С. Определение пропускной способности сопла при истечении воды, частично меняющей агрегатное состояние // Водоснабжение и санитарная техника. - 1970. - №2. - С.32-36.

12. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. - М.: Наука, 1969. - 824 с.

13. Бэр Г.Д. Техническая термодинамика: Теоретические основы и технические приложения. - М.: Мир, 1977. - 518 с.

14. Дейч М.Е. Техническая газодинамика. - М.: Энергия, 1974. - 592 с.

15. Кутателадзе С.С. Анализ подобия в теплофизике. - Новосибирск: Наука, 1982. - 280 с.

16. Сычев В.В. Дифференциальные уравнения термодинамики: Учебное пособие. - М.: Высш. шк., 1991. - 224 с.

17. Кутепов А.М., Стерман Л.С., Стюшин Н.Г. Гидродинамика и теплообмен при парообразовании: Учебное пособие. - М.: Высш. шк., 1986. - 448 с.

18. Кутателадзе С.С. Теплопередача и гидродинамическое сопротивление: Cправочное пособие.- М.: Энергоатомиздат, 1990.- 367 с.

19. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980. - 424 с. Поступила в редакцию 19 июля 2004 г.