ENERGY SAVINGS FOR COMPRESSOR DRIVES OF THE TWO-STAGE VAPOR REFRIGERATING MACHINE IN THE PROCESS OF NATURAL GAS LIQUEFACTION
Authors:
1.
Astrakhan State Technical University
(Candidate of Technical Sciences, Assistant Professor; Assistant Professor of the Department of Heat Power Engineering and Refrigerating Machines)
Russian Federation
Russian Federation
2.
Astrakhan State Technical University
3.
Astrakhan State Technical University
4.
Astrakhan State Technical University
Type:
Article
Pages:
from 62
to 66
Status:
Published
Received:
20.02.2014
Accepted:
25.02.2014
Published:
25.02.2014
Subject area:
UDK 621.59.001.24
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
BBK 31.392.2-048-420.7
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
BBK 31.392.2-048-420.7
Language:
Russian
Keywords:
liquid, natural gas, fuel, energy, compressor, condenser, evaporator, throttling, vapor refrigerating machine, refrigerant
Abstract (English):
Liquefied natural gas is a perspective motor fuel. A typical national factory of liquefied natural gas production uses a cycle of single throttling with one-stage forecooling in the two-stage vapor refrigerating machine. The problem of energy consumption reduction for compressor drives of vapor refrigerating machine is actual. There has been made the calculations demonstrating the possibility of energy savings if using two-stage forecooling.
Liquefied natural gas is a perspective motor fuel. A typical national factory of liquefied natural gas production uses a cycle of single throttling with one-stage forecooling in the two-stage vapor refrigerating machine. The problem of energy consumption reduction for compressor drives of vapor refrigerating machine is actual. There has been made the calculations demonstrating the possibility of energy savings if using two-stage forecooling.
Keywords:
liquid, natural gas, fuel, energy, compressor, condenser, evaporator, throttling, vapor refrigerating machine, refrigerant
liquid, natural gas, fuel, energy, compressor, condenser, evaporator, throttling, vapor refrigerating machine, refrigerant
Сжиженный природный газ – эффективный вид альтернативного моторного топлива для автомобильного, железнодорожного, судоходного и авиационного транспорта. За рубежом наметилась тенденция к использованию сжиженного природного газа на транспорте. Работы, выполненные фирмами Ford, MAH, Saviem, Toyota Menka, подтверждают техническую возможность и экономическую целесообразность применения сжиженного природного газа в качестве топлива на транспорте. Так, американская компания Mack совместно с фирмой Waste Manage Inc. 20 лет производит автомобильные двигатели на сжиженном природном газе. Седельный тягач Mack CH/LNG, работающий на сжиженном природном газе, имеет большой запас хода – до 1 000 км. В настоящее время ещё один промышленный лидер США – United Parcel Service – начал использовать сжиженный природный газ в качестве моторного топлива. Сжиженный природный газ в качестве моторного топлива начал использоваться в Бельгии, Великобритании, Германии, Голландии, Испании, Норвегии, Финляндии, Франции. Российский типовой мини-завод по производству сжиженного природного газа ЗАО «Сигма-газ» использует цикл однократного дросселирования с одноступенчатым предварительным охлаждением. Контур предварительного охлаждения представляет собой двухступенчатую паровую холодильную машину с промсосудом без змеевика. Улучшения термодинамических показателей можно добиться, заменив одноступенчатое предварительное охлаждение на двухступенчатое. Схема цикла сжижения природного газа с двухступенчатым промежуточным охлаждением представлена на рис. 1. Газ высокого давления из компрессора 1 поступает в концевой компрессорный холодильник 2, где охлаждается водой или воздухом. Затем газ последовательно охлаждается в регенеративном теплообменнике 3, испарителе 4, регенеративном теплообменнике 5, испарителе 6, регенеративном теплообменнике 7. В регенеративных теплообменниках охлаждение осуществляется за счёт регенеративного теплообмена с потоком газа низкого давления, в испарителях – за счёт кипения хладагента паровой холодильной машины. После выхода из теплообменника 7 газ высокого давления дросселируется в дросселе 8, в результате чего образуется парожидкостная смесь. Смесь разделяется на потоки жидкости и пара в отделителе жидкости 9. Сжиженный природный газ через вентиль 10 подаётся потребителю, а пар последовательно проходит теплообменники 7, 5 и 3, нагреваясь за счёт регенеративного теплообмена с потоком газа высокого давления. Затем газ низкого давления направляется в смеситель 11, где к нему присоединяется поток газа из подающего газопровода. Далее газ поступает в компрессор 1. Паровая холодильная машина работает следующим образом. В конденсаторе 12 происходит конденсация паров хладагента. Жидкость после конденсатора разделяется на два потока. Часть жидкости направляется через регулирующий вентиль 13 в испаритель 4, где жидкость испаряется, охлаждая поток газа высокого давления. Пар из испарителя 4 отсасывается компрессором 14 ступени высокого давления паровой холодильной машины. Другая часть жидкости из конденсатора направляется через регулирующий вентиль 15 в промсосуд без змеевика 16. Жидкость из промсосуда через регулирующий вентиль 17 направляется в испаритель 6. Образующийся в испарителе 6 пар всасывается компрессором 18 ступени низкого давления. Пар из компрессора 18 поступает в промсосуд, где проходит через барботёр под уровень жидкости с промсосуде, охлаждаясь при этом. Далее пар из промсосуда смешивается с паром из испарителя 4 и затем всасывается компрессором 14. Из компрессора 14 пар направляется в конденсатор 12. Рис. 1. Схема цикла сжижения природного газа с двухступенчатым промежуточным охлаждением: 1 – компрессор природного газа; 2 – концевой компрессорный холодильник; 3, 5, 7 – регенеративные теплообменники; 4 – испаритель ступени высокого давления паровой холодильной машины; 6 – испаритель ступени низкого давления паровой холодильной машины; 8 – дроссель; 9 – отделитель жидкости; 10 – вентиль; 11 – смеситель; 12 – конденсатор; 13, 15, 17 – регулирующие вентили; 14 – компрессор ступени высокого давления паровой холодильной машины; 16 – промсосуд; 18 – компрессор ступени низкого давления паровой холодильной машины Величина экономии энергозатрат в паровой холодильной машине зависит от температуры t2 кипения в испарителе 4. Нами проведено расчётное исследование зависимости экономии энергозатрат от температуры t2. При проведении расчётов были приняты следующие допущения. Давление потока природного газа высокого давления на входе в теплообменник 3 Р = 120 бар, температура t = 40 °С. Давление потока природного газа низкого давления на выходе из теплообменника 3 Р = 1 бар. Температура потока газа высокого давления на входе в теплообменник 7 t = –50 °C. Температурный напор на тёплых концах регенеративных теплообменников и потери давления потоков природного газа при движении через теплообменники, испарители и соединительные трубопроводы пренебрежимо малы. Хладагент в паровой холодильной машине R410a. Температура конденсации в конденсаторе паровой холодильной машине t = 40 °С. Температурные напоры на выходах газа высокого давления из испарителей пренебрежимо малы. Изоэнтропийный КПД, механический КПД компрессоров 14, 18, КПД электроприводов компрессоров 14, 18 равны каждый 100 %. Перегрев паров хладагента перед компрессорами 14, 18, переохлаждение жидкого хладагента перед регулирующими вентилями и гидравлическое сопротивление по хладагенту испарителей 4 и 6 пренебрежимо малы. Теплопритоки из окружающей среды к теплообменникам, испарителям и отделителю жидкости пренебрежимо малы. Значения величин энтальпий природного газа принимались равными таковым для метана. Методика расчётов требуемой удельной холодопроизводительности испарителей соответствовала методике из [1]. В соответствии с энергетическим балансом термодинамической системы, включающей теплообменник 7 и отделитель жидкости 9, доля сжиженного природного газа х, кг/кг газа, выходящего из компрессора 1, при условии, что теплопритоки из окружающей среды к теплообменнику и отделителю жидкости пренебрежимо малы, составляет x = (i11 – i6)/(i11 – i10), где i11 – энтальпия газа низкого давления на выходе из тёплого конца теплообменника 7; i6 – энтальпия газа высокого давления на входе в тёплый конец теплообменника 7; i10 – энтальпия жидкости в отделителе жидкости. В соответствии с энергетическим балансом термодинамической системы, включающей теплообменник 3 и испаритель 4, при условии, что теплопритоки из окружающей среды к теплообменнику и испарителю пренебрежимо малы, требуемый удельный расход холода в испарителе 4 q01, кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1, составляет q01 = i2 – i4 – (1 – x) (i13 – i12), где i2 – энтальпия газа высокого давления на входе в тёплый конец теплообменника 3; i4 – энтальпия газа высокого давления на выходе из испарителя 4; i13 – энтальпия газа низкого давления на выходе из тёплого конца теплообменника 3; i12 – энтальпия газа низкого давления на входе в холодный конец теплообменника 3. В соответствии с энергетическим балансом термодинамической системы, включающей теплообменник 5 и испаритель 6, при условии, что теплопритоки из окружающей среды к теплообменнику и испарителю пренебрежимо малы, требуемый удельный расход холода в испарителе 6 q02, кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1, составляет q02 = i4 – i6 – (1 – x) (i12 – i11). Результаты расчётов требуемых расходов холода q01 и q02 представлены в табл. 1. Таблица 1 Зависимость требуемых удельных расходов холода q01 и q02, кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1, в испарителях паровой холодильной машины при двухступенчатом промежуточном охлаждении от температуры кипения в испарителе ступени высокого давления t22, °C 20 15 10 5 0 –5 –10 –15 –20 –25 –30 q01 34,75 44,24 54,15 64,56 77,55 87,24 99,73 113,2 127,78 143,67 160,97 q02 207,95 198,46 188,55 178,14 167,15 155,46 142,97 129,5 114,92 99,03 81,73 При одноступенчатом промежуточном охлаждении, когда жидкий R410a не подаётся в испаритель 4, весь холод в паровой холодильной машине производится только в испарителе 6. В соответствии с энергетическим балансом термодинамической системы, включающей регенеративные теплообменники 3, 5, 7, испарители 4, 6, отделитель жидкости 9, вентиль 10, требуемый удельный расход холода q03, кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1, в испарителе 6 при одноступенчатом промежуточном охлаждении составляет q03 = i2 – i13 + x (i13 – i10). Согласно расчётам, q03 = 243,7 кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1. Расчёты требуемых удельных энергозатрат l14, кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1, на привод компрессора 14 ступени высокого давления и l18, кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1, на привод компрессора 18 двухступенчатой паровой холодильной машины при двухступенчатом промежуточном охлаждении проводились с помощью компьютерной программы Coolpack по [2] при различных значениях температуры кипения t22 в испарителе 4. Результаты расчётов представлены в табл. 2. Таблица 2 Зависимость удельных энергозатрат l18 на привод компрессора 18 ступени низкого давления; l14 на привод компрессора ступени высокого давления; суммы удельных энергозатрат на привод компрессоров L= l14 + l18 от температуры кипения t22 в испарителе 4 ступени высокого давления двухступенчатой паровой холодильной машины t22, °C 20 15 10 5 0 –5 –10 –15 –20 –25 –30 l18 93,01 79,21 67,01 56,14 46,49 37,85 30,16 23,34 17,36 12,2 7,9 l14 28,13 35,09 42,19 49,48 57,43 64,95 73,29 82,16 91,68 101,99 113,26 L = l14 + l18 111,14 114,3 109,2 105,62 103,92 102,8 103,45 105,5 109,04 114,19 121,16 Сумма удельных энергозатрат на привод компрессоров ступеней высокого и низкого давлений в двухступенчатой паровой холодильной машине, не производящей холод в ступени высокого давления, составила l3 = 140,56 кДж/кг газа, выходящего из компрессора 1. Экономия е, %, энергозатрат на привод компрессоров двухступенчатой паровой холодильной машины при переходе от одноступенчатого к двухступенчатому предварительному охлаждению вычислялась по формуле е = [1 – (l14 + l18)/l3] 100 %. Результаты расчётов экономии энергозатрат представлены в табл. 3 и на рис. 2. Таблица 3 Зависимость экономии энергозатрат на привод компрессоров двухступенчатой паровой холодильной машины, обеспечивающей холодом установку сжижения природного газа, использующую цикл однократного дросселирования с предварительным охлаждением, при переходе от одноступенчатого к двухступенчатому предварительному охлаждению, от температуры кипения t22 в испарителе ступени высокого давления паровой холодильной машины t22, °C 20 15 10 5 0 –5 –10 –15 –20 –25 –30 e, % 9,2 12,9 16,8 19,5 20,8 21,7 21,2 19,8 19,6 13 7,7 Рис. 2. Зависимость экономии энергозатрат от температуры кипения t22 в испарителе ступени высокого давления паровой холодильной машины Из результатов расчётов очевидно, что при замене одноступенчатого предварительного охлаждения на двухступенчатое в установке сжижения природного газа, использующей термодинамический цикл однократного дросселирования с предварительным охлаждением в двухступенчатой паровой холодильной машине с промсосудом без змеевика при хладагенте R410a, экономия удельных энергозатрат на привод компрессоров паровой холодильной машины составит около 20 % в диапазоне значений температуры кипения в испарителе ступени высокого давления t22 = +10…–10 °C.
1. Arharov A. M. Tehnika nizkih temperatur / A. M. Arharov, K. S. Butkevich, A. G. Golovincev i dr.; pod red. E. I. Mikulina, I. V. Marfeninoy, A. M. Arharova. M.: Energiya, 1975. 512 s.
2. Putilin S. A. Izmenenie termodinamicheskih pokazateley ustanovki szhizheniya prirodnogo gaza pri zamene hladagenta R-22 na R-410a / S. A. Putilin, A. E. Semenov, A. M. Ceytlin, E. I. Merkulov // Vestn. Astrahan. gos. tehn. un-ta. 2011. № 2 (52). S. 21-26.
