Чтобы объяснить природу исследовательского проекта, уместно предварительно раскрыть концепцию текущей реальности, то есть управления энергией. Это может означать разные вещи для разных людей, но его текущая философия фокусируется на разумном и эффективном использовании энергии для максимизации выхода энергии и минимизации экономических затрат. При изучении энергоресурсов рассматриваются два аспекта: один направлен на их сохранение и экономию, которую можно получить от их использования, а другой - на окружающую среду, в отношении их рационального использования и сокращение термических и / или токсичных стоков.
Когенерация представляет собой энергетическую концепцию, которая рассматривает связь двух термодинамических циклов, когда один из них работает с тепловыми отходами другого. В нашем конкретном случае мы изучаем связь между двигателем внутреннего сгорания, который приводит в действие электрогенератор, с одной стороны, и холодильным оборудованием на основе бромида лития и водопоглощения, с другой стороны, причем последнее работает с тепловыми отходами двигатель.
Эта работа посвящена изложению основ и инструментов теоретического характера, которые необходимы для разработки и интерпретации модели когенерации. Он начинается с предшественников когенерации, чтобы понять ее историческое значение, а затем пытается понять коэффициент полезного действия двигателей внутреннего сгорания, а также электрических генераторов, связанных с этими двигателями внутреннего сгорания, проектируемого оборудования для рекуперации остаточного тепла. двигателями и, наконец, системами охлаждения на основе бромида лития и воды.
АНТЕЦЕДЕНТЫ КОГЕНЕРАЦИИ.
Когенерация - это не новый процесс, его применение датируется началом 18 века, когда его наиболее характерной формой были небольшие мельницы, установленные внутри дымохода.
В середине девятнадцатого века постулаты Сади Карно (Размышления о движущей силе огня) стимулировали действия по максимально эффективному использованию отработанного пара от паровых двигателей, где концепция рекуперации была в основном для нагрева в Промышленные объекты. Последнее десятилетие того же века ознаменовалось зарождением электротехнической промышленности и изобретением двигателей внутреннего сгорания, что привело к расширению рынка комбинированного производства электроэнергии и тепла.
Когенерация в рамках своего развития в прошлом была обусловлена не необходимостью экономии энергии, как сейчас, а целью обеспечения подачи электричества и тепла, что в те годы было недостаточным и ненадежным. Параллельно с использованием турбин в производстве электроэнергии также разрабатывались альтернативные машины внутреннего сгорания (ICM) из-за растущей потребности в меньших, универсальных системах производства с меньшими начальными инвестициями. Но когенерация в этих двигателях была сосредоточена на использовании остаточного тепла для обогрева зданий либо для нагрева воздуха, либо для воды.
В настоящее время использование остаточного тепла диверсифицируется за счет создания комбинированных циклов для наилучшего использования первичной энергии, взяв в качестве примера соединение ICM с циклами абсорбционного охлаждения.
ОПИСАНИЕ МОДЕЛИ КОГЕНЕРАЦИИ
На Рисунке 1 графически представлена исследуемая когенерационная система. Можно видеть, что система состоит из соединения двух циклов, одного двигателя и другой абсорбционной системы охлаждения, описанных с помощью диаграмм Карно.
Рис. 1 Схема когенерационной системы
Связь между двумя циклами осуществляется системой рекуперации тепла, которая забирает часть энергии, сбрасываемой двигателем, тем самым питая генератор холодильного цикла.
Таким образом, в соответствии с тем, что представлено на рисунке 1, предлагаются следующие уравнения, которые будут служить основой для разработки модели:
Q ° f = m ° f. ΔHf «Тепловая мощность израсходованного топлива» (1)
W ° = ηt. Q ° f «Механическая мощность» (2)
Ge ° = ηg. W ° = ηg. ηt. Q ° f «Электроэнергия» (3)
Q ° d = Q ° f - Вт ° «Мощность термических отходов» (4)
Из этой системы уравнений определяется эффективность комбинированного цикла η comb, выраженная в охлаждающей способности, Q ° r, и электрической мощности, G ° e, в зависимости от того, что необходимо инвестировать, а именно: тепловая мощность топлива, подаваемого в двигатель, Q ° f, выражается следующим образом:
η гребень = (Q ° r + G ° e) / Q ° f (5)
В нашем случае гребенка η представляет собой коэффициент качества электроэнергии, который будет служить средством сравнения между системами. Этот фактор очень характерен, поскольку он объединяет два типа энергии: тепловую и электрическую, что типично для концепции когенерации.
На рисунке 2 показана схема жидкостей, передающих тепловую энергию различным частям системы, это не более чем смесь воды и добавки. Система рекуперации тепла, показанная на рис. 2, состоит из двух теплообменников, в одном из которых рекуперируется возможное скрытое тепло в рубашке двигателя, а в другом - возможная скрытая теплота выхлопных газов.
Из рисунков 1 и 2 видно, что для характеристики цикла когенерации в целом необходимо предварительно охарактеризовать ICM, теплообменники и холодильный цикл; эти аспекты будут описаны ниже.
Рис. 2 Гидравлический контур когенерационной системы
ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
В нашем конкретном случае рассматриваемые двигатели - это поршневые двигатели, работающие на природном газе в качестве топлива, в которых сгорание топливовоздушной смеси начинается с искры свечи зажигания.
- Теоретический термодинамический цикл
В настоящей работе цикл Отто используется как типичный термодинамический цикл поршневого двигателя, основанный на его близости к природному газу в качестве топлива для его работы. Для термодинамического анализа этих двигателей мы начнем с теоретической модели или стандартного цикла Отто Эйра, представленного на фотоэлектрической диаграмме на рисунке 3, состоящего из следующих событий:
Рисунок 3. Теоретический цикл Отто.
Цикл начинается в точке «1» или нижней мертвой точке (PMI) и продолжается изоэнтропическим процессом сжатия «1-2», пока не заканчивается в верхней мертвой точке (ВМТ), где тепло добавляется при постоянном объеме »2 -3 ", или искровое зажигание топлива, которое находится внутри цилиндров, вызывая его сгорание и, таким образом, высвобождая энергию, которую система потребляет и использует в процессе изэнтропического расширения или рабочего хода, во время которого Проделана явная положительная работа на коленчатом валу двигателя. После расширения начинается такт выпуска или вытеснения газов дожигания, во время которого большая часть продуктов удаляется из цилиндра и тепло передается среде.
Это последнее соображение (тепло, передаваемое в окружающую среду), которому в этой работе будет уделено особое внимание, чтобы проанализировать энергетический потенциал для использования в других циклах с тепловыми требованиями.
Тепловой КПД, h t, теоретического цикла Отто, определяется как производительная работа (желаемый эффект), деленная на тепловую энергию, поставляемую топливом (стоимость указанного эффекта), но если мы соотнесем ее в соответствии со степенью сжатия, она будет получает:
η t = W ° / Q ° f = 1 - 1 / ŗ 1- k (6)
Это позволяет нам сделать вывод, что теоретические тепловые характеристики двигателя Отто являются постоянными в двигателях с одинаковой степенью сжатия. На рисунке 4 описывается такое поведение, и в то же время оно сравнивается с тепловым КПД реального двигателя.
- Соображения реального двигателя
В отличие от теоретической модели двигателя Отто, необратимые потери тепловой энергии, которые характеризуют настоящий двигатель Отто, вызваны трением основных механизмов двигателя, которые вынуждают генерировать потери из-за передачи тепла к охлаждающей среде и через выхлопные трубы. сгорания. Это позволяет указать, что термический КПД реального двигателя Отто изменяется в зависимости от условий эксплуатации двигателя.
Уместен факт, что идеальные и реальные двигатели показывают более высокие характеристики при увеличении степени сжатия, но практический вопрос этого отношения представляет интерес, как указано ниже:
а) В реальном двигателе степень сжатия ограничена температурой состояния 2 (рисунок 3), если бы эта температура была высокой, топливовоздушная смесь самовоспламенялась бы в неподходящий момент.
б) Если при том же соотношении топливной смеси увеличение степени сжатия (см. рисунок 5) способствует увеличению температуры и давления в точке 3 (рисунок 3), это приводит к очень сложным конструкциям двигателя. характеристика высоких температур и рабочих давлений, а также важность системы охлаждения двигателя и ее потери тепловой энергии через гильзы двигателя, другими словами увеличение степени сжатия означает, что имеет место увеличение площади стенка цилиндра и его средняя температура, в этом смысле, тем больше расход хладагента, который будет использоваться, но ограничен точкой кипения хладагента, стабильностью масляной пленки на стенке цилиндра и свойствами производственные материалы.
Рис. 5 Влияние соотношения компонентов смеси и условий Т 3 и Р 3
c) При рассмотрении влияния температуры T 4 или температуры газов дожигания, на фиг.6 видно, что указанная температура T 4 уменьшается с увеличением степени сжатия из-за большого расширения газов. в цилиндре в процессе выхлопа.
Рис.6 Влияние соотношения компонентов смеси на условие Т 4
- Баланс мощности двигателя
Когенерация в двигателях внутреннего сгорания считается двумя видами тепловых отходов: 1) тепловые потери за счет выхлопных газов, 2) тепловые потери через систему охлаждения, остальные тепловые потери менее актуальны из-за их низкого качества. энергичный. Когенерация учитывает не только остаточную тепловую энергию, но также механическую мощность, вырабатываемую двигателем, другими словами, способность системы преобразовывать энергетический потенциал топлива в другое проявление энергии.
Исходя из баланса энергии в двигателе (рисунок 7), получаем:
Q ° f = W ° + Q ° d (7)
Q ° d = Q ° f - W ° (8)
Рассматривая уравнение 2 и подставляя его в уравнение 8, получаем:
Q ° d = Q ° f - W ° (9)
Q ° d = Q ° f - (ηt. Q ° f)
Q ° d = Q ° f. (1 - ηt) (10)
Рис. 7. Энергетический баланс двигателя внутреннего сгорания
Продолжая рисунок 7, показано, что общие термические отходы состоят из тепловой энергии, которая должна быть доставлена в окружающую среду за счет: хладагента в рубашках Q ° ac, выхлопных газов и других отходов Q ° ge, среди которых где упоминаются: система смазки двигателя и радиация двигателя.
Уравнение гласит:
Q ° mc = максимальная мощность, которую он обменивает, если бы область обмена была бесконечной
Q ° mc = Cmin
Из определения NUT 2 получается уравнение, которое позволяет рассчитать площадь перехода A 2, учитывая общий коэффициент теплообмена U 2 между водой рубашки охлаждения и рабочей жидкостью, как показано ниже:
A 2 = (NTU 2. C мин) / U 2 (29)
АБСОРБЦИОННАЯ СИСТЕМА КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Как показано на фиг. 2, результат процесса регенерации термических отходов из двигателя внутреннего сгорания, содержащихся в рабочей жидкости, составляет тепловую мощность, рекуперированную и передаваемую в генератор абсорбционной системы охлаждения бромида лития. и вода.
Эта система охлаждения является наиболее подходящей для кондиционирования окружающей среды, поскольку в ней используется вода в качестве хладагента, и в то же время она не загрязняет окружающую среду, ее рабочее давление как в генераторе, так и в абсорбере ниже атмосферное давление, и по этой причине технические характеристики этого оборудования не такие требовательные, как те, которые могут быть обеспечены системами аммиака и воды.
Система абсорбции бромида лития и воды использует низкокачественную тепловую энергию для повышения давления хладагента в генераторе, которым в нашем случае является вода; а низкое давление, необходимое в абсорбере, поддерживается с помощью другого вещества, называемого абсорбером, которое представляет собой не что иное, как соль бромида лития.
На рисунке 12 описаны различные секции, из которых состоит холодильное оборудование на основе бромида лития и водопоглощения, при этом подчеркивается, что и генератор, и абсорбер составляют две его ключевые части; Генератор представляет собой сторону высокого давления, а абсорбер - сторону низкого давления.
Работа систем охлаждения на основе бромида лития и водопоглощения будет зависеть от мощности, с которой тепло подводится к генератору, Q ° go, изменяя мощность, с которой тепло отводится как конденсатором, так и абсорбером.
Рис. 12 Типичная система BrLi и водопоглощение
Энергетический баланс в системе поглощения
На рисунке 13 можно увидеть, что для выполнения баланса энергии в системе охлаждения наблюдаются два важных источника тепловой энергии, один - это тепловая энергия, которая должна быть извлечена из ледяной воды, или тепло камеры, Q ° r, а другой - тепловая энергия, необходимая генератору, Q ° g. С другой стороны, извлекаемая тепловая энергия оценивается как конденсатором Q ° c, так и поглотителем Q ° ab.
Рис.13 Энергетический баланс абсорбционной системы охлаждения
Учитывая постулат первого закона термодинамики, получаем:
Q ° g + Q ° r = Q ° c + Q ° ab, (30)
а с другой стороны, с учетом количества воды, испарившейся в испарителе, определяется: (King, 1984. стр. 179)
Q ° r = m ° e. ч фг па, (35)
В котором выполняется:
m ° e = массовый расход испарившейся воды в испарителе
h fg pa = энтальпия парообразования при давлении абсорбера
из предыдущего уравнения следует
m ° e = Q ° r / h fg pa = m ° ah. Cp ах. ∆T ач / ч фг па (36)
Чтобы определить производительность команды абсорбции или производительности, определяется как коэффициент производительности, COP , отношение между теплотой, поглощенной испарителем и переданным теплогенератором:
COP = Q ° r / Q ° g (37)
ХАРАКТЕРИСТИКА СИСТЕМЫ КОГЕНЕРАЦИИ
Основываясь на уравнениях, разработанных выше, в которых они характеризуют систему когенерации, можно указать, что механическая мощность, вырабатываемая двигателем, является функцией его тепловых характеристик, уже указанных в уравнениях 2 и 1, где:
W ° = ht. Q ° f = ht. м ° ф. ΔHf, (38)
В то время как механическая энергия, доступная на валу, используется для выработки электроэнергии путем подключения ее к электрическому генератору, как показано на рисунке 2 и количественно выражено уравнением 15; Следовательно, электрическая мощность G ° e составляет:
Gºe = Wº * hg = ht . рт. м ° ф. ΔHf (39)
С другой стороны, отходящее тепло Q ° d связано с тепловыми характеристиками двигателя, как указано в уравнениях 2 и 4, следующим образом:
Q ° d = Q ° f - W ° = Q ° f - ηt. Q ° f = Q ° f. (1 - пт) (40)
В процессе рекуперации отходящего тепла только часть или фракцию fr можно будет взять и использовать в качестве источника тепла для холодильного оборудования Q ° g, как показано ниже:
Q ° g = Q d . пт (41)
Исходя из уравнения 37, можно определить холодопроизводительность Q ° r холодильного оборудования, где:
Q ° r = COP. Q ° g = COP. Q d . fr = COP. Q ° f. (1 - ht). фр
Qr = COP. (м ° f . ΔHf). (1 - ht). пт (42)
А из приведенного выше уравнения вы можете узнать массовый расход топлива m ° f, потребляемого двигателем внутреннего сгорания:
m ° f = Q ° r / COP. ΔHf. (1 - ht). пт (43)
Чтобы рассчитать производительность комбинированного цикла, h comb, необходимо использовать уравнение 6, уже определенное выше, которое sui generis указывает на производительность комбинированного цикла, которым в нашем случае является система когенерации:
h гребень = (G ° e + Q ° r) / Q ° f
ч гребешок = + (44)
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЕ ССЫЛКИ
- АГУЭР, Марио и Джутглар, Луис (2004) Энергосбережение, Ediciones Díaz de Santos, Испания. БОННИ, Антонио (2000) Альтернативные источники энергии, редакция Acento España BURGHARDT, Дэвид (1984) Термодинамическая инженерия, 2-е издание, редакция Harla4 . КАПЕРХАРТ, Барни и ТЕРНЕР, Уэйн (2000) Руководство по управлению энергией. Пресса Fairmont, США 5 . ЦЕНГЕЛЬ, Юнус (1998) Теплопередача - практический подход. McGraw Hill International edition, США 6 . НАЦИОНАЛЬНАЯ КОМИССИЯ ПО ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЮ, КОНАЕ (1999) Энергоэффективность в промышленных системах, Мексика. ДЖУЗЕППЕ ГРАЦЦИНИ, (1999) Ottimizzazione thermodinamica di frigoriferi, Pitagora editrice, Bolgna, Италия 8 . Холман П. , (1998) Теплопередача, холм Мак-Гро, Испания 9 . Ларри Кинг, Гай, (1980) Modern Refrigeration McGraw Hill, USA10 . ПЕЙН, Уильям (1997) Справочное руководство по управлению когенерацией. Пресса Fairmont, США PIZA, Ezquerra (1998) Устройства и системы для энергосбережения. Редакция Marcombo Boixareu, Испания . 12 . PITA, Эдгард (1997) Принципы и системы охлаждения, Лимуса Норьега Эдитрес, Мексика. Стокер, В.Ф. (1965) Холодильное оборудование и кондиционирование воздуха, МакГроу-Хилл, Испания. МАНОХАР, Кадамби(1984) Преобразование энергии, Том 2, Эдиториал Лимуса, Мексика 15 . РОГОВСКИ, Огастус (1973) Элементы двигателей внутреннего сгорания, Макгроу Хилл, США ТУМАНН, Альберт (1987) Руководство инженеров и менеджеров по энергетике The Fairmont press, США 18 . КАТАЛОГ YORK MILLENNIUM (2000) Абсорбционные охладители. YIA, одноступенчатые модели для пара и горячей воды. ЗЕМАНСКИЙ, Марк и ДИТТМАН, Ричард (1981) Тепло и термодинамика, 6-е издание, МакГроу-Хилл, Мексика
