SE434989B - Forfarande for att i en motstromsvermevexlare med trycksteg forbettra energioverforingen samt anordning for forfarandets genomforande - Google Patents

Description

I 7800036-1 lxå U f "ärmcöverföringstalet ïärneväxlarens ytarea U = den totala värmeöverföringskoefficienten Åsïm = logaritmen för värmeväxlarens medeltesçeratur. , fl Il* “neöverföringstalet är sålunda direkt proportionellt mot vä ïäxlarens ytarea och skillnaden i logaritmen för medeltemperaturen hos fluiderna i värmeväxlaren.

I sin enklaste form införs en första fluid i värmeväxlaren vid en hög temperatur, medan en andra fluid införs vid en lägre temperatur.

Värme utväxlas mellan de två fluiderna, antingen genom passage i medelströms- eller motströmsbanor. Om icke termodynamisk övergång uppträder i en eller flera av fluiderna, fortsätter högtemperatur- fluidenafli svalna, medan lågtemperaturfluiden fortsätter att upp- värmas genom hela värmeväxlarens bana. När termodynamisk övergång uppträder, exempelvis inom den fluid som skall värmas, ändrar denna fluid icke temperatur under värmeöverföringsprocessen. Ett dylikt fenomen uppträder, när en blandning av is och vatten är vid jämvikt varvid uppvärmning av blandningen icke höjer dess temperatur över ü3C, förrän all isen är smält. På likartat sätt kommer vatten at: koka vid l00°C vid en atmosfärs tryck utan temperaturhöjninç, tills det flytande vattnet förbrukats. Raffinering av bensin med hög kvalite från råolja utnyttjar fenomenet på dynamisk överoång för fraktione- rad destillation.

Användningen av en fluid, som undergår termodynamisk övergång vid en värmeväxlaromgivning, kan vara mycket fördelaktig. Såsom framgår av den ovan angivna ekvationen, är värmeöverföringstalet proportionellí f mot skillnaden mellan logaritmen för medeltemperaturen hos fluiderna i värmeväxlaren. När en fluid undergår termodynamisk övergång, över- föres sålunda energi till denna fluid utan en temperaturhöjning, så att skillnaden i logaritmen för medeltemperaturen hos de tvâ fluid- erna kan ökas i förhållande till värmeväxlarna, i vilka ingen termo- dynamisk övergång inträffar. Sett på annat sätt är en mest ekonomisk värmeväxlare en dylik, vid vilken temperaturskillnaden mellan de två fluiderna hålls vid ett maximum, för att minimera ytarean för ett givet värmeöverföringstal. När temperaturerna hos de två fluiderna börjar att närma sig varandra, kräver värmeväxlaren en maximal yt- «area och sålunda är värmeöverföringen per nreaenhet vid en extr;fit ldg punkt. Om man närmar sig den teoretiska gräns vid vilken fl 3 7800036-1 erna_har samma temperatur, skulle energiöverförinfl HPPhö?ñ GCÄ VärSe~ växlarna skulle icke längre ha någon praktisk nytta.

Tidigare kända värmeväxlare tillför traditionellt en fluid som skall uppvärmas under vissa tryck. Fluidens temperatur börjar att stiga allmänt med en kontinuerligt jämn temperaturporfil, om icke termo- dynamisk övergång uppträder. Om en dylik övergång verkligen uppträ- der, skulle den uppvärmda fluiden under en period ha en konstant eller plan temperaturprofil, till dess exempelvis all vätskan har omvand- lats till ånga, vid vilken punkt ångan skulle finnas i värmeväxlaren vid sin kokpunkt eller om värmeväxlaren vore utsträckt till större längd, skulle den uppvänmh.fluiden utströmma såsom överhettad ånga och uppsamlas. Såsom ovan nämnts är den begränsande variabeln tempera- turskillnaden mellan de värmande och värmda fluiderna, emedan när denna temperaturskillnad är liten, mycket ringa värmeenergi överförs mellan fluiderna. Om temperaturskillnaden mellan de två fluiderna är liten, måste en värmeväxlare ha motsvarande stor ytarea för att överföra en given värmemängd. Den optimala situationen skulle föreligga, om man kunde bibehålla temperaturskillnaden mellan fluiderna vid ett maximum, så att värmeväxlarens ytarea kunde hållas vid ett minimiu: och sålunda reducera de utrustningskostnader som är involverade i energiöverföringen.

Enligt uppfinningen föreslås ett förfarande som i huvudsak känne- tecknas av att den andra fluiden i en lågtrycksevaporator bringas att nå ett tillstånd med partiell, termodynamisk övergång varefter den andra fluidens tryck höjes till en punkt, som är vä- sentligen lika med den andra fluidens slutliga utloppstryck och där- efter bringas att i en höfingcksææmonmxm undergâ en andra termo- dynamisk övergång. A En motströmsvärmeväxlare enligt uppfinningen för genomförande av förfarandet kännetecknas väsentligen av att en lågtrycksevaporator- anordning är avsedd att låta den andra fluiden nå ett tillstånd med partiell, termodynamisk övergång, varjämte medel finns dels för att öka den andra fluidens tryck till en punkt, vid vilken termody- namisk övergång upphör, dels för att höja temperaturen till en punkt, vid vilken den termodynamiska övergången åter uppträder, samt att en högtrycksevaporatoranordning är avsedd att innehålla den andra flui- den under den andra termodynamiska övergången och tryckhöjnings- och evaporatoranordningar finns för att upprepa den termodynamiska övergången för den andra fluiden till_dess ett avsett slutligt ut- loppstryck uppnås, varjämte överhettaranordningar finns för att lå- ta den andra fluiden nå sin slutliga utloppstemperatur. 7800036-1 J”. i fallet med övergång från vätska till ånga beskrivits sist: ff;; då :>d tvâ evaporatorer, vilka är åtskilda av en enda stevpnmp. Ti.

U . "1 u förklaras senare, kan emellertid en värmeväxlare med tryckstcr -~ f i | LJ utformad med ett flertal evaporatorer, som är åtskilda av ett fler- tal stegpumpar. Antalet dylika steg beror på konstruktionsegenskap- erna, såsom ytterligare energikostnader vid drift av ett flertal pumpar, värmeväxlarens ytareareduktion, karaktären hos de fluider som används i energiöverföringen och besparing av vikt, kostnader och energiåtervinningsverkningsgrad.

På bifogade ritningar är fig. l ett diagram av den typiska temperatur- profilen hos en motströmsvärmeväxlare utan termodynamisk övergång, fig. 2 ett diagram, utvisande den typiska temperaturprofilen hos en motströmsvärmeväxlare med termodynamisk övergång, fig. 3 ett diagram av temperaturprofilen hos en motströmsvärmeväklare enligt uppfinningen, fig. 4 ett schematiskt diagram av den anordning som används för att alstra temperaturprofilen enligt fig. 3, fig. 5 ett schema av en motströmsvärmeväxlare enligt uppfinningen, som utnyttjar separation mellan vätska och ånga, separata pumpar för vätska/ånga samt åter- blandning, vars fördelar förklaras senare, fig; 6 och 7 schemor av typiska blandningsanordningar, såsom används i apparaturen enligt fig. 5; fig. 8 ett diagram av temperaturprofilen hos en motströmsvärme- växlare med "negativ strypning" enligt uppfinningen, fig. 9 ett dia- gram av temperaturprofilen för en motströmsvärmeväxlare enligt upp- finningen, vid vilken fler än två evaporatorer används, fig. 10 ett schema av en motströmsvärmeväxlare enligt uppfinningen, i vilken stegpumparna drivs av en ângturbin,_som själv drivs av den uppvärmda fluiden, fig. ll till l3 diagram av nummeriska beräkningar, som beskrivs senare och nummeriskt framhåller fördelarna med besparing av ytarea och förmåga att arbeta i ett tillstånd med "negativ stryp- ning" genom tillämpning av uppfinningen, fig. l4-15 ytterligare gra- fiska bilder av nummeriska beräkningar, utvisande den fördel i kon- struktionsparametrar som medför besparing av utrustningskostnad genom tillämpning av uppfinningen.

Fig. l och 2 representerar värmeväxlare enligt tidigare teknik, i vilka de värmda och värmande fluiderna passerar i motströmsbanor.

Utan termodynamisk övergång svalnar hetare fluid som införs i värme- växlaren vid temperaturen Tl till en punkt T2 vid utloppet från värmeväxlaren, medan uppvärmd vätska införs vid värmevüxlarens andra 7800036-1 lade vid temperaturen T4 och följer en motströmsbana ti? temperaturen T3. Om termodynamisk övergång verkligen in i:"örs den fluid som skall värmas i värmeväxlaren vid te3;ern;t_>n 'Tid och fortskrider till Tl5, vid vilken temperatur spontan, terxs- dynamisk övergång inträffar. Om den uppvärmda fluiden är en vätska, som har omvandlats till ånga, och lämnar värmeväxlaren under eller efter termodynamisk övergång utan ytterligare uppvärmning, skulle sålunda vätskan utströmma vid temperaturen Tl5, emedan temperaturen är konstant under termbdynamisk övergång. Om emellertid det uppvärm- da materialet förblir i värmeväxlaren, efter det att termodynamisk övergång har inträffat, exempelvis efter det att all vätskan har L- vandlats till ângtillstånd, kommer ångan att överhettas i den följan- de sektionen av värmeväxlaren och utströmma vid temperaturen Tlg.

Såsom ovan nämnts, är en begränsande faktor inom den tidigare tekni- ken för värmeväxlare temperaturskillnaden mellan de värmande och värmda fluiderna. När denna temperaturskillnad blir mindre, erford- ras en större ytarea för att överföra en specifik mängd av värme- energi per tidsenhet. För en värmeväxlare med en given ytarea ka: salunda den mängd värme som kan överföras direkt pâverkas av tempera- turskillnaden T vilken benämnes "temperaturhalsen“. För att återgå I till fig. 2 vorš det önskvärt att maximal mängd av den uppvärmda fluiden skulle nå Tl5 eller Tl3. Den begränsande faktorn är emeller- tid TN. När TN blir mindre, blir värmeöverföringen per areaenhet mindre och sålunda begränsas den mängd uppvärmd fluid som når Ti, eller T Teoretiskt kan TN 13. icke vara noll eller negativ, emedan 'detta skulle strida mot termodynamikens andra lag. Det framgår emeller- tid att värmeväxlare enligt tidigare teknik, som har fluider, vilka undergår termodynamisk övergång begränsas av temperaturen TN och så- lunda begränsas till den slutliga utloppstemperaturen Tlz hos den värmande fluiden. Ju lägre Tl2 är desto mer'värmo utväxlas mellan de tvâ fluiderna.

Den fysiska principen för föreliggande uppfinning ligger i att de termodynamiska övergångstemperaturerna hos en fluid kan styras genom styrning av det tryck för vilket fluiden utsätts. För att trycksätta en fluid i vätskeform, krävs relativt litet pumparbete men väsentligt större mängd av pumparbete erfordras för att koryrí- 1 mera en ånga. Medan tillämpning av föreliggande uppfinning sålunda kräver mer punparbete än tidigare kända metoder, vid vilka en2::: \ -7800036-1 en fluid i vätsketillstånd komprimeras, medför uppfinningen, vid vilken den termodynamiska övergângstemperaturen styrs, att mer värmeâtervinning per areaenhet eller dimension hos värmeväxlaren resulterar i besparingar i dimensioner, kostnad och vikt. Vinsten mellan ökat pumparbete och de ovan nämnda besparingarna, som styrs genom val av de olika termodynamiska fasövergångarna, är möjlig endast genom tillämpning av uppfinningen. Vid tidigare kända värme- växlare trycksätts allmänt den fluid som skall uppvärmas vid sitt inlopp såsom vätska för att spara pumparbete och detta tryck bibe- hallå da fluiden kommer sålunda att ha en fixerad och konstant termodyna- approximativt konstant genom hela värmeväxlaren. Den uppvärm- misk övergängstemperatur, vilken, såsom ovan nämnts, begränsar den energimängd som kan överföras för en värmeväxlare med specifik ytarea. Även om en bråkdel av ångan kan avtappas vid olika tryck för specifika tillämpningar, kan den avtappade andelen av ångan icke nå det avsedda höga trycket och temperaturen. I den tidigare tekniken skor kompression av de uppvärmda fluiderna alltid i vätskefasen, även i avancerade system.

Föreliggande uppfinning kan lättare förstås genom studium av fig. 3 och 4. Den fluid som skall uppvärmas införs i värmeväxlaren vid temperaturen T24 och uppvärms i en sektion, som benämns förvärmare, visad i fig. 4. Vid denna punkt är fluiden vid ett lägre tryck än det slutliga utloppstrycket och har sålunda en lägre, termodynamisk övergångstemperatur. När vätskan stiger i temperatur till punkten A, inträffar termodynamisk övergång och fortsätter till en förut- bestämd punkt B. Vid punkten B är fluiden i vätske/gastillstând, och andelen av varje fas är en konstruktionsvariabel, som kommer att behandlas senare. Vid punkten B höjer en stegpump den uppvärmda fluidens tryck till det slutliga utloppstryck som.önskas. På grund av det önskade trycket ändrar tvåfasfluiden sin vätskehalt och ingår i termodynamisk övergång vid C. Termodynamisk övergång fortsätter, till dess den uppvärmda fluiden helt är ånga, vid E. Vid punkten E har all fluiden omvandlats till ångtillstånd och temperaturen börjar åter att stiga, när överhettaiånga alstras. Den uppvärmda fluiden lämnar värmeväxlaren vid temperaturen T23-och ett högt slut- utloppstryck. - Den streckade linjen A-C i fig. 3 representerar temperaturprofilen för den uppvärmda fluid som undergår termodynamisk övergång, vilken 7800036-1 \.l utförs i en värmeväxlare enligt tidigare teknik, dvs. utan multipel- wväporatorer och en stegpump. För att uppskatta uppfinningens för- a. ,dalar äehöver man endast jämföra skillnaden mellan nalsarna A/AO C/CO och T'w. Genom att använda föreliggande uppfinning är halsarna . . šlera storleksordningar större än den enda halsen enligt tidigare teknik och sålunda är den värmeöverföring per areaenhet som uppnås väsentligt större vid föreliggande uppfinning jämfört med tidigare kända värmeväxlare.

Temperaturprofilen i fig. 3 kan härledes genom användning av den utrustning som schematiskt visas i fig. 4. vätskan G, som skall värmas, inleds i den första pumpen 30, vilken tvingar denna vätska in i rör 39 i förvärmarsteget vid ett lägre tryck än sluttrycket.

När vätskan lämnar förvärmaren, inleds den i en första evaporator, i vilken en del av den termodynamiska övergången inträffar. Denna partiellt förângade tvåfasfluid komprimeras av en stegpump till det önskade sluttrycket före inledning i den andra högtrycksevapo- ratorn. Den termodynamiska övergången uppträder under en annan temperatur. Detta fortsätts tills fluiden, som nu är en ånga, in- leds i överhettarsteget, vilket fortsätts, tills dess fluiden ut- strömmar vid punkten H. Energi härleds från fluiden R, som inleds i värmeväxlaren vid temperaturen Tzl och passerar i motströmning med den uppvärmda fluiden samt utströmmar vid den lägre temperaturen T22. Även om så ej visas på ritningen; kan återcirkulationspumpar tillsättas för att bringa fluiden att återcirkulera inom varje evaporator. Falledningar kan även bildas för att avlägsna kemiska fällningar, när så önskas. Denna lösning är allmänt använd vid kända värmeväxlare och utgör ingen del av föreliggande uppfinning.

Bland de variabler som kan användas för att bestämma de totala egen- skaperna hos värmeväxlaren enligt uppfinningen är fluidkvalitë, i det följande betecknad såsom Zl, vilken är den procentsats av vätska som har omvandlats till en ånga i den första fluidevapo- ratorn, innan stegpumpen verkar för att höja den uppvärmda fluidens tryck. När Zl är mellan omkring 0 och 10% eller'inom området av omkring 85-100%, kan en enda pump adekvat användas för att tryck~ sätta den uppvärmda fluiden. När emellertid Zl är i området av approxi- mativt l0-85%, har det visat sig att vätska/ångblandningen är svår att komprimera med användning av en enstegspump. För närvarande till- gängliga pumpar lider i allmänhet av "kavitation", vilket är ett 7800036-1 8 fencfien, som uppträder, när ångbubblorna i vätskan brister. Bet kan antas att pumpar, som blir tillgängliga i framtiden, kan utvecklas så att denna kavitation icke utgör något problem. Om tryckförhlllan- det icke är särskilt högt, kan i_varje fall en vanlig deplaccment- pump användas. Kavitationsproblemet kan emellertid starkt reduceras med användning av en vätske/ångseparator, efterföljd av separata pumpar för att komprimera olika fraktioner av vätske/ångblandningen.

När de separata fraktionerna komprimeras, återblandas de, innan de tillförs nästföljande evaporator. En dylik utformning visas i fig. 5, vid vilken uppvärmd fluid S inleds i den primära pumpen 40 och passerar genom slingor 45. Uppvärmd fluid S passerar genom förvärm- arsektionen och inleds därefter enligt uppfinningen i evaporatorn l, vid vilken tidpunkt fluiden inleds i ett tillstånd av termodyna- misk övergång. När fluiden har partiellt förângats, inleds den i vätske/ângseparatorn 41, vid vilken tidpunkt vätskan pumpas separat genom stegpumpen 42, medan ånga avtappas och pumpas genom stegpumpen 43. När varje komponent har komprimerats till det önskade trycket, återblandas fluiderna i blandaren 44 och överförs till den andra evaporatorn, i vilken en andra termodynamisk övergång inträffar.

Vid utloppet från den andra evaporatorn är nu den uppvärmda fluiden helt i ångform och överhettas i överhettarsektionen samt utströmmar från värmeväxlaren vid T.

Blandaren 44 kan vara av sådana konstruktioner som visas i fig. 6 och 7. I fig. 6 blandas vätska 53 med gas 54 med användning av koncentriska tuber 51, 52. Gas inleds i blandaren vid 50, får bubbla i vätskan 53 och fortsätter till den andra evaporatorn.

Detta kan även utföras med användning av multipeltuber, såsom visas i fig. 7. I denna utföringsform blandas vätska 60 med gas 61 genom rörledningar 62, 63. Gasen får bubbla, såsom visas i 64, och fortsätter att passera tillsammans med vätskefasen in i den andra evaporatorn.

Fig. 8 visar ett diagram, som ytterligare återger fördelarna hos förelngande uppfinning. Givetvis är det önskvärt att maximera mängden av värmd fluid för att uppnå den slutliga utloppstemperatur som önskas.

En balans finns mellan maximum T33 och mängden av värmd fluid. När temperaturen hos den värmande fluiden T3l-T32 är inställd, kan en temperaturprofil hos den värmda fluiden icke stiga över den värmande fluidens temperatur och sålunda begränsas temperaturen T33 eller den värmda fluidens mängd vid konventionella värmeväxlarkonstruk- 7800036-1 tioner. Den streckade linjen i fig. 8 visar att under konventionella rn 1 förfaranden, om början skulle göras med en fluidtemperatur l 4 ocn H' UJ avslutas vid en temperatur W , vid en större flödeshastighe av '33 uppvärmd fluid en omöjlig situation skulle inträffa, vid vilken "halstemperaturen“ T§ skulle vara negativ (dvs. den värmda fluidens temperatur skulle vara högre än den värmande fluidens). Detta strider mot termodynamikens andra lag, vilken hindrar värme från att streama .från en lågtemperaturkälla till en högtemperaturmottagare spontant.

Detta skulle emellertid icke vara omöjligt genom användning av konstruktionen enligt föreliggande uppfinning, som utnyttjar ett system med ett flertal evaporatorer, åtskilda av stegpumpar, den profil som visas med haldragna linjer D' - A' - B' - C' - E', utvi- sande temperaturförhållandet enligt uppfinningen.

Valet av vad som betecknats såsom ångkvalitê Zl, vilken är den procent- sats vätska som omvandlas till ånga under termodynamisk övergång, påverkar stark värmeväxlarens totala prestation. Allmänt gäller att ju högre ångkvalitën är före steget desto större kommer logaritmen för medelstemperaturskillnaden att vara mellan den värmande och värm- da fluiden och desto större är det erforderliga pumparbetet. Det kan visas att enligt ekvationen D Q=AUATm logaritmen för medeltemperaturskillnaden hos de två fluiderna är direkt proportionell mot värmeöverföringstalet mellan fluiderna.

Begränsande faktorer finns förutom pumparbetets utbyte, vilka styr valet av ångkvalite. Ett högt Zl kräver exempelvis högre pumparbete hos stegpumpen och ibland kan de besparingar som uppkommer genom reducerad ytarea hos värmeväxlaren icke kompensera det ökade pump- arbete och de driftkostnader som ingår. Vidare kan en hög logaritm för medeltemperatuskillnad medföra en ökning i lokalt värmeflöde i den evaporatorsektion i vilken vätska omvandlas till ånga. När värmeflödet är nominellt, alstras ånga i form av blåsor, som bildas från kärnkokning, vilka frigörs från värmeöverföringsytan och med- bringas i vätskan. När värmeflödet ytterligare ökas, särskilt när strömningshastigheten är låg, medför förångningeh uppkomst av en ångfilm. Ångfilmer uppvisar traditionellt låg värmeldningsförmåga så att tubväggarna kan bli mycket varma och kan orsaka ett tillstånd, som inom ångpannetekniken benämnes "utbränning“. Vidare kan ett felaktigt val av Zl och tryckförhållande medföra antingen för mycket pumparbete eller blåsornas bristning under återblandning, som orsakar 7800036-1 10 :n aE”rmäga att undvika den situation med "negativ strypning" som behandlats tidigare. « üçtimala värden för logaritmen för medeltemperaturskillnader finns och även halstemperaturskillnader, vid vilka värmeväxlarens yta minimeras med avseende på det lägsta värdet för pumparbete. Detta beror på specifika egenskaper och tillstånd hos de fluider som används, ävensom värmeväxlarens konstruktion. När de termodynamiska egenskaperna är kända, kan detta optimum beräknas med användning av vanliga beräkningsmetoder för värmeöverföring, empiriskt bestämda värmeöverföringskoefficienter och beräkningar över pumparbete på basis av sektion för sektion inom värmeväxlaren.- Allmänt uttryckt är ökat pumparbete icke ett huvudproblem, om värme- innehållet i den uppvärmda fluiden under fasövergâng är mycket stort och det kompressionsförhâllande som erfordras för fluiden är rela- tivt lâgtfl I fallet med sådana ämnen som metan, som har ett värme- innehåll under övergång, vilket är approximativt en tredjedel av motsvarande värde för vatten, är ett högt Zl icke ekonomiskt. Komp- ressionsarbetet i blandningen står i förhållande till den termodyna- niska funktion som benämns specifikt värmeförhållande A = cp/cv CÉ = specifikt värme vid konstant tryck CV 7 Desto högre det specifika värmeförhållandet är desto mer arbeta specifikt värme vid konstant volym erfordras för att komprimera en ånga. Allmänt har en ånga med långa kedjemolekyler ett relativt lågt, specifikt värmeförhållande, medan en ånga med enkla molekyler har ett högt förhållande. Beroende på de värmeväxlande fluiderna och ändamålet med värmeväxlaren, såsom ett önskat högt T33 eller en större mängd värmd fluid, kan därför ett optimalt Zl finnas mellan de första och andra evaporatorerna över stegpumpen.

En annan variabel är användning av ett flertal evaporatorer. I fig. 9 visas exempelvis en temperaturprofil, som utnyttjar tre evaporato- rer och två stegpumpar. Under konventionella system skulle den upp- värmda fluiden följda den temperaturprofil som visas av den streckade linjen, vilken medför en "hals" eller T '. Genom användning av II . , ett trefaldigt evaporatorsystem kan emellertid den uppvärmda fluiden iörvärmas i sektioner D" - A", ingå i övergång mellan A" - B", komn- 7800036-1 11 ,- u; __. u rireras vid B" - C", ingå i den andra fasöverçângen vid - - M , rekomprimeras av en annan stegpump vid E" - F", ingå i en tredje fasövergång vid F" - G" samt utströmma ur värmeväxlaren vid T43.

Ett flertal "temperaturhalsar" bildas av A"-A0", C"~C°“ och F"-ffi".

Av figuren framgår att halsarna är starkt ökade över TN"', som är "halsen" hos ett konventionellt system. Logaritmen för medel- temperaturskillnaden ökas sålunda och värmeöverföringstalet för- bättras till följd härav.

Fig.'l0 visar en yttreligare modifikation av föreliggande uppfin- ning. Schematiskt inleds uppvärmd fluid i primärpumpen 7l och passerar genom värmeslingor 73 i förvärmarsektionen vid ett lägre tryck än det slutliga utloppstrycket. Fluidens temperatur ökas, till dess evaporatorn l nås, vid vilken tidpunkt termodynamisk övergång inträffar och fluiden partiellt förångas. I stället för att helt enkelt höja den uppvärmda fluidens tryck och bringa flui- den att omedelbart inledas i den andra evaporatorn, separeras flui- den i sina vätske- och ångtillstånd för att undvika kavitation.

Såsom ovan nämnts, är detta särskilt fördelaktigt vid teknikens ståndpunkt inom pumpteknologin, när fluiden har omvandlats till ett ångtillstånd, så att fluiden innehåller mellan omkring lfi och 85% ånga. Vätskefasen matas sålunda in i stegpumpen 76, medan ång- fasen pumpas genom stegpumpen 75. Båda faserna blandas sedan i blandaren 78 och matas in i den andra evaporatorsektionen. Trycket inom den andra evaporatorn kan styras med en spjällventil 79 eller 80 för att vinna ytterligare flexibilitet inom systemet. Vid ut- lopp från den andra evaporatorn kommer fluiden, som nu helt är i ångtillstånd, att överhettas i värmeväxlarens slutsektion. Vid denna punkt avtappas huvuddelen av den överhettade ånga vid Y, även om en ringa mängd av sådan ånga kan avtappas genom spjällven- tilen 80 och inmatas i turbinen 77, som kan driva stegpumparna 75 och 76. På detta sätt kan mycket av pumparbetet utföras inom systemet.

När ångans värme omvandlas i turbinen 77, blandas ångan med den in- kommande vätskan 72 i en förregenerator 70. Härigenom nås den ytter- ligare fördelen med förvärmning av den inströmmande fluiden 72. Återcirkulation är åter valfri inom varje evaporator.

Följande exempel för att illustrera en typisk värmeväxlarkonstruktion i steg, vars resultat har använts för att bilda fia. ll till 15, underlättar beskrivning av fördelarna och vinsterna med föreliqgandê 7800036-1 uppfinning och kriterierna för val av de variabler som ovan angetts.

Exempel.

En avgaspanna användes, vid vilken heta gaser, huvudsakligen bestå- ende av luft och petroleumförbränningsprodukter från utloppet från en gasturbin vid en atmosfärs tryck användes för att värma vatten- från en valfri starttemperatur av omkring l5g°C till en fixerad överhettad ånga vid högt tryck. För ändamål med dessa beräkningar antogs de uppvärmande gaserna ha en flödeshastighet av omkring 45 kg/sek och ett specifikt värme vid ett konstant tryck 0,25 äâšåc i medeltal under hela värmeväxlingsprocessen. Vatten som är den fluid som skall värmas antas ha ett specifikt värme av l %š$åC_ Det antogs att medelvärmeövergångstalet inom en typisk panna var 98 kcal/m2-h-OC, vilket är ett realistiskt värde, som styrs av värme- ledningskoeffieienterna i gasform för förbränningsprodukten luft- petroleum av gasblandningen. Vattnet vid omkring l5°C inleddes i värmeväxlaren, förkomprimerat till ett visst tryck under det slut- liga utloppstrycket. Efter det att vattnet kokats till en kvalité Zl, komprimerades blandningen av ånga och vätska åter till ett slut- tryck för att nå en ny kvalité Z2. Förhållandet mellan sluttrycket och det förkomprimerade trycket Rl tillsammans med den första termo- dynamiska övergånstemperaturen, specifikt värmeförhållande Ä.och Zl är konstruktionsvariabler..Ãngans sluttemperatur valdes såsom en konstruktionspunkt, emedan temperaturen är väsentlig för ångturbin- drift och olika kemiska processer. Den mängd ånga som kan genereras beräknas såsom en funktion av “halstemperaturefl'TN. Ångflödeshastig- heten M2 är då ett direkt mått på den mängd uppvärmd fluid och den mängd värme som återvinns. För att bestämma de termodynamiska egen- skaperna hos ånga,_användes en vanlig ångtabell, som är tillgänglig i de flesta kemisktekniska handböcker. Den metod som skisseras nedan används för att illustrera skillnaderna i konstruktion och drift- parametrar mellan en konventionell (enkel evaporatorsektion) värme- växlare och en värmeväxlare med ett flertalevaporatorer i trycksteg, som utgör föreliggande uppfinning; Liksom med de flesta beräkningar som involverar fluidfasövergângar, utfördes beräkningarna på sektions- basis med början vid överhettarsektionen och fortsättning till eva- poratorsektionerna samt avslutning med förvärmarsektionen. En av beräkningarna har kompletterats för alla sektionerna individuellt, och resultaten har enbart adderats för att ge en total energibalans inom systemet. 7800036-1 l3 be följande ekvationerna illustrerar, hur de slutliga siffrorna härletts med symboliska noteringar från fig. 3.

A överhettarsektionen: Enerçibalans _ " -1 ~_ ...i _ 'I W: " _ _r'1 I J C,I_T2l (TC_E + ¿T N)J M2¿ng(T23) hw(iC_E)J 1 i.

."(TC_p) = entalpi för vatten vid temperaturen TC_E hg(T23) = entalpi för överhettad ånga vid temperaturen (T23) Genom användning av denna ekvation kan ångflödeshastigheten M2 för -q den värmda fluiden erhållas. Ångans entalpi vid mättningspunkten L kan bestämmas ur ångtabeller, liksom hw ¶c_å) och hg (T23).

I det följande bestäms temperaturen hos den värmande fluiden vid H0 a (TE0): QS = nlcpl(T2l - TEQ) = u2[ng(T23) - hg(TEC>} När detta är slutfört kan logaritmen för medeltemperaturskillnaden i överhettarsektionen bestämmas: (Tal ' T23) ' 2Tm = loge (Tzl - T23) ¶ o - TC_g l É(TE Itarean kan sedan beräknas: As = QS/UATms Identiskt lika beräkningar kan utföras i evaporator~ och förvärmar- sektionerna. Värmeöverföringstalen QS, QE och QP adderas enbart _och en total area A kan beräknas genom addition av de individuella areorna i varje sektion As, AE och AP.

När beräkningarna har slutförts för den konventionella värmeväxlaren, såsom visats ovan,'kan likartade beräkningar utföras för värmeväxlare med trycksteg enligt uppfinningen. Två ytterligare variabler måste emellertid väljas, nämligen den kvalité eller bråkdel av vätska som omvandlas till ånga i den första evaporatorn Zl och tryckförhål- landet R, som är den värmda fluidens tryck före och efter stegpumpen. överhettningssektionen pâverkas icke genom användning av systemet med trycksteg enligt uppfinningen. De andra delarna av systemet måste beräknas individuellt med användning av standardenergibalans och värmeöverföringsekvationer tillsammans med användning av den ytterligare entalpiingângen från stegpumpen. 7800036~1 L4 Till en början kan antas olika värden för R och Zl. Stegpumpen trycksatte vattnet till PB = Pqfig, varvid PB och PC är trycken vid punkterna B respektive C i fig. 3. Ur ânqtabellen kan bestäm- mas TA_B enligt kB och alla entalpivärdena för vätska och ånga vid P3 och TA_R. När Zl valts, beräknas det pumparbete som för- brukas vid adiabatisk kompression av ångan. I de följande beräk- ningarna antas kompressorverkningsgraden vara 0,75. Pumparbetet per kg ånga är sålunda: tåg w = cp(TA_B +z73°K)[k -i}ë¶Q . där QC= pumpverkningsgrad och Å kan bestämmas ur standardångtabeller.

När pumparbetet beräknats, kan den totala pumpeffekten bestämmas: P = BfIZÉVZlV Från en energibalans vid trycket Pc kan kvaliten hos 22 erhållas, dvs. den bråkdel av vätska som har omvandlats till ånga efter steget: ' ” ¿z2nfg(TC_E>+<1-z2)nf(æC_E)] =zlhfg(æÄ_B;+(1-zl)nf(TA_B)+zlw där hf = vätskans entalpi hfg = latent ångbildningsvärme Energibalans- och värmeöverföringsekvationerna kan åter tillämpas på alla de andra sektionerna i tår och ordning: hc = (l-Z2)hfe+Z2hfge där hc=entalpin vid punkten C i fig. 3 hfesvätskans entalpi vid Tc_E hfge=latent ångbildningsvärme vid TC_E Det är då möjligt att beräkna värmeöverföringstalet Qez i den andra evaporatorn. Z .

Qe2=M1CP1(TE°'Tc°) = M2fhe(Tc-B)'hc(Tc-EÜ och Tco som följer: O =UAe2ATme2 "e2 (TB°'Tc-E)'(Tc°'Tc-E) ATme2= #- 7 logeÉIEo-TC_E)/(Tco-TC_E)J Ae2=ytarean i evaporatorn 2 Den första evaporatorberäkningen kan då fortskrida enligt följande: 7800036-1 15 Qel=MlCpl(TCo-TAC) Qel=:-:2}_Yzlhfg(TC_E) + (l-zlöhfurcfiï] Dcnsista ekvationen medför uppnående av temperaturen TAO och möjliggör slutligen bestämning av evaporatorns l ytarea, Ael: Qel=UAelATm (T o-T.¿ )-(T o-T _ ) ¿Tmel = __É__lÄÉÄ___ÅL__ß B loge (Tco-T _ A B) (TAQ-TA_B) Bräkningarna av förvärmarsektionerna är likartade med de som ovan utförts: I Qrfmlcplm-Ao-Tzz) = M2 [hfg-(TA_B)-nf<¶-24>4] O = f" mp UAPJimp (TAWTA-B) '(I'22'T24) .mm = ----_--__- p l°ge laTAwTA-BV (T22'T24)} Hed användning av den analysmetod som angetts ovan har fig. ll framställts enligt följande: Het gas med en flödeshastighet M1 matades in i värmeväxlaren med omkring 45 kg/s. Hetgastemperaturen var ca. 5l0°C och antogs ha CP av 0,25 kcal/kg°C. Dessa parametrar motsvarar allmänt driftförhållan- dena hos ett kraftverk med kombinerad cykel av gasturbin och ång- turbin. Den erforderliga ångan antogs vara ca 482°C vid ett tryck av ca 28 kg/cmz. Två "halstemperaturer" ATN. valdes vid ca 27,7oC Och Ca'llÄFÉ fifiïjämförelseändamål. Det vatten som skulle uppvärmas inleddes i värmeväxlaren vid omkring l5°C.

I enlighet med de ovan angivna ekvationerna visade en hals vid ca 27,7°C att en värmeväxlare måste ha en ytarea av omkring 1712 m2 och skulle alstra ånga i en mängd av omkring 4,94 kg/s. Medel- 3 Kcal/mzh. Med användning värmeflödet Q/A visade sig vara 8,25 x 10 av tryckförhållandena R av 2, 4 och 8 samt variation av värdena för Zl från O till 1 kan man beräkna ökningen i värmeflödet Q/A eller den motsvarande reduktionen i den erforderliga ytarean. Dessa resultat visas i fig. ll. Fördelarna med att använda det föreliggande 7800036-1 lá systemet inses genom studium av fig. ll och kan sammanfattas på följande sätt: , , l. Användning av värmeöverföringssystemet med evaporatorsteg enligt uppfinningen medför en väsentlig minskning av värmeöverföringsytan, emedan begränsningen av den skenbara "halstemperaturen" avlägsnas. 2. Höga värden för Zl och höga kompressionsförhållanden R ger maximala värmeflödesvärden, dvs. större reduktioner i värmeöver- föringsarea eller vikt med en större mängd av pumparbete. 3. Ångflödeshastigheten'kan ökas från ca 4,94 kg/s till ca 5,70 kg/s med användning av en skenbar negativ halstemperatur av -ll,l°C, vilket skulle öka energiåtervinningen med l5%. Utan tillämpning av föreliggande uppfinning skulle detta vara omöjligt. _ 4. Vid högre värden för R finns områden för Zl, i vilka även värme- växlaren enligt föreliggande uppfinning icke kan arbeta på grund av den bestående negativa "halsen" eller ibland att blandningen icke kan nå kokpunkten vid sluttryck. Detta område betecknas "för- bjuden zon" i fig. 11. 5.'I fallet med en uppenbar negativ "hals" av fll,l°C finns intet sätt på vilket värmeväxlaren kan byggas utan användning av steg- pumpen enligt uppfinningen. 6. Föreliggande uppfinning kräver maskinvara, som icke finns i konventionella värmeväxlare, såsom en liten ångturbin, två pumpar, vätske-ângseparatorer och blandare. Förvärmar och evaporatorsektion- erna med lägre tryck kan ha-tunnare väggar än konventionellt, såsom medges av ASME Ångpannebestämmelser. (ASME Boiler Code).

Av fig. ll framgår att användningen av en "hals" vid 27,7°C med ett M2 av 4,94 kg/s, en konventionell värmeväxlare med ett Zl=0 skulle ha ett Q/A av approximativt 8150 Kcal/h¿m2. Genom användning av värmeväxlaren enligt uppfinningen vid vilken Zl kan väljas att vara exempelvis 0,95 skulle Q/A vara i närheten av 10800 Kcal/h°m2.

Med användning av värmeväxlaren med trycksteg kan värmeöverförings- arean reduceras med 25%, jämfört med en konventionell värmeväxlare, medan den ger samma energiöverföring.

Pig. 12 har framställts på likartat sätt, utom att ångtrycket sänktes till ca 7 kg/cmz. Detta tillstånd motsvarar den typiska funktionen hos ett värmeväerk. Genom jämförelse mellan fig. 12 och fig. ll framgår att diagrammen är mycket likartade, utom att den “förbjudna zonen" i fig. 12 är något smalare. Effekterna av 7800036-1 17 kompressionsförhållandena är icke heller så stora för en stor "hals" som när halsen är liten eller negativ.

Fig. l3 har framställts under antagande av att de heta gaserna inleddes i evaporatorn vid 677°C och krävde en ångtemperatur, som antogs vara 538°C. Om halsen antogs vara vid 27,7°C, alstras den i fig. 13 visade kurvan. Den övre kurvan från fig. 12 har överlag- rats på diagrammet i fig. l3 för att möjliggöra jämförelse mellan dessa. Den potentiella minskningen av ytarean eller det önskade värmeflödât är mycket uttalat med en värmningsgas av 677°C vid högre Zl och större R-värden. Såsom framgår är en potentiell reduk- tion av 40% av ytarean möjlig, jämfört med konventionella värmeväx- lare.

Fördelarna med motströmningsvärmeväxlaren i steg enligt uppfinningen är fyrfaldiga. För det första medför tillämpningen av uppfinningen kostnadsreduktioner genom minskning av värmeväxlarens ytarea och vikt. För det andra kan man uppnå den högsta möjliga temperaturen i den värmemottagande fluiden, så att den utrustning som är förbunden med systemet kan konstrueras mer effektivt. För det tredje reduceras energiförluster, varigenom besparingar av driftkostnader uppnås.

För det fjärde kan vikten ytterligare reduceras genom användning av tunnare väggar i förvärmaren och evaporatorsektionerna med låg temperatur inom gränserna för ASME bestämmelser. För att framhålla de verkliga besparingarna har ett godhetstal T; utvecklats. Detta godhetstal kan bäst uppskattas genom uppgift om aktuella uppskattade kostnadsbe- sparingssiffror, som uppnås i tillämning av uppfinningen, till priset av ytterligare utrustning och driftkostnader. I allmänhet kostar ångpannors ytarea i området 250-500 kr/m2. Pumpen, kompressor och tillbehör uppskattas kosta mellan ca 63 och l89 kr/kw, beroende.på värdet för Zl. Godhets- talet Q kan definieras såsom ytarean Ao utan steg minus ytarean A med steg gånger Cl, kostnaden/m2 av värmeväxlaren såsom besparingar minus pumpkostnaderna MZW, uttryckt i kW gånger kostnaden per kw, C2, såsom en ytterligare utgift. Skillnaden divideras med ytarean gånger kostnaden Cl utan steg och uttryckes såsom en procentsats.

(A o-A) cl-Mzwcz AOCl il är i själva verket ett bråk, som uppnås genom subtraktion av pump- fifi _ 7800036-1 18 kostnaden från kostnadsskillnaden mellan en värmeväxlare utan och med steg, dividerad med kostnaden för'@1värmeväxlare utan steg.

Ju större detta bråk är desto större är vinsterna med tillämpning av föreliggande uppfinning.

För att ge den mest rättvisa jämförelsen har siffror valts såsom' exempel, vilka minst skulle framhålla fördelarna med tillämpning av uppfinningen. Exempelvis valdes Cl vid ca 25D kr/m2 och C2 vid 189 kr/kW. Godhetstalet uttryckt i kapitalkostnad för kompressions- förhållanden R av 2 och 4 visas i fig. 14. Den största fördelen uppträder, när Z är mellan 0,2 och 0,4. l För att optimera en värmeväxlare enligt uppfinningen för maximal värmeåtervinning föredras drift i området med halstemperatur med "negativ strypning". Även om en matematisk jämförelse mellan värme- växlaren enligt uppfinningen och en av konventionell konstruktion kan göras, kan i själva verket en konventionell värmeväxlare icke arbeta i ett område med “negativ strypning". Om en “negativ hals- temperatur" av -ll,l°C väljs, visas godhetstalen för tryckförhål- landen av 2 och 4 i fig. 15. För ett kompressionsförhâllande av 4 har det syntetiserade godhetstalet en topp vid Zl mellan 0,5 och 0,7. Vid ett kompressionsförhållande av 2 ökas godhetstalet med Zl. Valet av konstruktionsparametrar indikerar sålunda att full- ständig förångning bör användas vid låga kompressionsförhållanden.

Såsom en ytterligare fördel, som ej ingår i de ovan angivna beräk- ningarna, är det faktum att, vid de lägre tryck som uppträder i förvärmaren och evaporatorsektionerna enligt uppfinningen, vägg- tjocklekarna kan reduceras (till den gräns som anges i ASME bestäm- melserna) vilket medför ytterligare kostnadsbesparingar.

Claims (11)

7800036-1 19 Patentkrav

1. Förfarande för att i en motströmsvärmeväxlare med trycksteg förbättra energiöverföringen från en första till en andra fluid, varvid den andra fluiden förvärmes från en temperatur vid värmeväxlarens inlopp till en temperatur, vid vilken den andra fluiden undergår termodynamisk övergång och vid ett tryck som är väsentligt under den andra fluidens utloppstryck från värmeväxlaren, k ä n n e t e c k n a t därav, att den andra fluiden i en lågtrycksevaporator bringas att nå ett tillstånd med partiell, termodynamisk övergång (Z1), varefter den andra fluidens tryck höjes till en punkt, som är väsentligen lika med den andra fluidens slutliga utloppstryck och därefter brïnças att i en högtrycks- evaporator undergå en andra termodynamisk övergång. _

2. Förfarande enligt krav l, k ä n n e t e c k n a t därav, att den andra fluiden överhettas efter högtrycksevaporatorn.

3. Förfarande enligt krav l, k ä n n e t e c k n a t därav, att den andra fluiden i lågtrycksevaporatorn har en omvandling av vätska till ånga i området från ca 10% till 85%, samt att vätske- och ångfaserna hos den andra fluiden separeras, varefter trycket i vätske- och ångfaserna höjes separat, samt att därefter vätske- och ångfaserna blandas före inträdet i högtrycksevaporatorn. Å.

4. Förfarande enligt krav 1, k ä n n e t e c k n a t därav, att den andra fluiden avtappas till en turbin, som medverkar till att höja den andra fluidens tryck mellan låg- och högtrycksevaporatorerna.

5. Förfarande enligt krav Å, k ä n n e t e c k n a t därav, att den andra fluiden som inleds i turbinen är väsentligen i ångtïllstånd, medan den del av den andra fluiden som driver turbinen är väsentligen i vätsketillstånd.

6. Förfarande enligt krav 5, k ä n n e t e c k n a t därav, att den del av den andra fluiden som driver turbinen blandas med den andra fluid som inleds i värmeväxlaren.

7. Motströmsvärmeväxlare med trycksteg för förbättring av energiöverföringen från en första till en andra fluid, innefattande medel för att förvärma den andra fluiden från en temperatur vid dess inträde i värmeväxlaren till en temperatur, vid vilken den andra fluiden undergår en termodynamisk övergång, k ä n n e t e c k n a d därav, att en låqtrycksevaporatoranordning är avsedd att låta den andra fluiden nå ett tillstånd med partiell, termodynamisk övergång (z, punkt, vid vilken termodynamisk övergång upphör, dels för att höja temperaturen ), varjämte medel finns dels för att.öka den andra fluidens tryck till en till en punkt, vid vilken den termodynamiska.övergången åter uppträder, samt att en högtrycksevaporatoranordning är avsedd att innehålla den andra fluiden 7800036-1 20 under den andra termodynamiska övergången och tryckhöjnings- och evaporator- anordningar finns för att upprepa den termodynamiska övergången för den andra fluiden till dess ett avsett slutligt utloppstryck uppnås, varjämte överhettar~ anordningar finns för att låta den andra fluiden nå sin slutliga utloppstem- peratur.

8. Värmeväxlare enligt krav 7, k ä n n e t e c k n a d därav, att den andra fluiden, som driver var och en av evaporatoranordningarna utom slutevaporator- anordningen, uppvisar en omvandling av vätska till ånga inom området Från ca 10% till 852, vilken värmeväxlare har medel för att separera vätske- och ångfaserna i den andra Fluiden, varjämte medel är avsedda dels att höja trycket i vätske- och ångfaserna separat, och_dels att blanda vätske- och ångfaserna före deras' införande i efterföljande evaporatorsektioner.

9. Värmeväxlare enligt krav 8, k ä n n e t e c k n a d därav, att kompressoranordningar är anordnade att höja den andra fluidens tryck.

10. Värmeväxlare enligt krav 8, k ä n n e t e c k n a d därav, att vätske- och ångpumpar är anordnade att höja trycket hos vätska- resp ångfaserna.

11. ll. Värmeväxlare enligt krav 10, k ä n n e t e c k n a d därav, att ång- och vätskepumparna är valda för att bibehålla ett närmelsevis konstant Z.