Integratie van absorptie koelmachine in transalkylerings unit

o

,

p

o

INTEGRATIE VA...fiI ABSORPTIE KOELMACHINE IN TRANSALKYLERINGS UNIT

Delft. april 1982 ~ I H.P. van Acker

J~ I~

«

F. JansenlM

kB

/

INHOUDSOPGAVE Samenvatting Hoofdstuk Iz{leiding blz 1 2 Hoofdstuk 2 Koelsystemen 3 Hoofdstuk 3 Berekeningen 7 3.1 Het koelmedium 7 3.2 De condensor

7

o

3.3 De verdamper 7

o

3.4

De generator

8

3.5 Constructie van het proces in het h-f diagram

9

3.5.1 De rijke oplossing tr 9 3.5.2 De damp 12 3.5.3 De arme oplossing fa 15

3.6

De massabalans

3.7

Warmtebalans 3.7.1 Inleiding 3.7.2 De condensor 3.7.3 De verdamper

3.7.4

De generator 3.7.5 De absorber

3.8

Warmtehoeveelheid per tijdseenheid 3.9 De koudefactor

3.10 Integratie in de transalkylatie-unit

Hoofdstuk

4

Economisch evaluatie

4.1

Inleiding 4

.2.1

Luchtkoel:er

H24

.

4.2.2

Compressor

4.2.3

Luchtcondensor 4.2.4 Verdamper

4.2.5

Energie kosten

4.3

Kostenberekening bij toepassing van absorptie koelmachine 15 17 17 17 17 19 19 19 21 21 23

23

23

23

24

24

25

25

\

..

4.3.1

Verkleinde luchtkoeler H 24

4.3.2

Verdamper

4.3.3

Absorber

4.3.4

G~nerator

4.3.5

Condens

or

4.3.6

De vloeistofpomp

4.3.7

Energie

kosten

Hoofds

-CVR

5

Conclus

ie

Symbolenlijst

Li

-~eratuurli

jst

blz.

25

26

2

6

26

27 27 27

29

30

31

o

i'

o

..

Samenvatting.

Hier volgen de resultaten van een studie van Fred Jansen en '\olÏm- Peter van Acker.. uitgevoerd in het kader van het coUege Chemische Fabriek van Prof. Ir. A.G. Montfoort.

Na de nu volgende globale studie is gebleken dat benutting van

afval~armte op een voor stoomproduktie ongeschikt

temperatuur-niveau voor het opwekken van koude een mogelijkheid is. waarmee ,

serieus rekening moet worden gehouden. Wij hebben 'de tijdens de G- opdracht bestudeerde propaan- chiller vergeleken met een .door ons gedimensioneerd absorptie 'koelsysteem dat gebruik maakt

de beschikbare reaktor afvalwarmte.

Daarbij bleek. dat zowel de investeringskosten als de energ~e­

kosten lager zijn voor het systeem met absorptie koeling. Grootten van deze bedragen zijn gegeven in figuur 4.1.

Voorzichtigheid is geboden bij de interpretatie van deze gegevens, want bedacht moet worden dat het slechts om een globale opzet gaat van beide installaties die niet zeer in detail treedt.

- 1

•

o

..

o

Hoofdstuk 1. Inleiding.

In de procestechniek wordt meer en meer gekeken naar de benutting van afvalwarmte. Daarbij wordt dan meestal gedacht aan het

pro-duceren van stoom m. b. v. deze T,.Tarmte. Wanneer het temperatuurniveau

te laag is om stoom van een bruikbare kwaliteit te maken, wordt

.

de afvalwarmte hoogstens gebruikt om voedingsstromen voor te

ver-warmen doch meestal gedissipeerd aan de buitenlucht of aan

koel-water.

Een mogelijkheid om afvalwarmte van ca. 100

oe

te benutten, bestaat

in de vorm van koude-opwekking m.b.~. een koelsysteem.

In het volgende zullen wij de mogelijkheden aantonen om het tijdens

de G-opdracht bestudeerde proces uit te breiden met een dergelijk systeem •.

He behandelen eerst in het kort de principes van de verschillende

gangbare koelsystemen. Vervolgens motiveren we de door ons gedane

keuze voor een bepaald systeem en werken dit globaal uit voor onze

situatie.

We zullen besluiten met een korte economische evaluatie •

-"

o

•

"

.

..

o

•

Hoofdstuk 2. Koelsystemen.

Voor de koeling van de koude val zijn diverse mogelijkheden: compressie koelmachine

- expansie koelmachine - absorptie koelmach~ne.

Compressie koelmachine.

De compressie koelmachine maakt gebruik van een laag kokende hulp-stof ( bijv. freon), die de volgende cyclus doorloopt. Zie fig. 2.1. Van 1-2 verdampt het koelmiddel en ~eemt de warmte op van een te koelen medium. Van 2-3 wordt het koelmiddel op hogere druk ge-bracht door compressie arbeid toe te voeren. Van 3-4 wordt door condensatie van het koeL~iddel de opgenomen warmte afgestaan aan de omgeving. Tenslotte wordt van 4-1 gesmoord naar lagere druk en kan het koelmedium een nieuwe cyclus doorlopen.

Expansie koelmachine.

De expans~e koelmachine werkt met een gas, dat gedurende de cyclus niet condenseert. De cyclus is geschetst in figuur 2.2. Van 1-2 neemt het koelmedium voelbare warmte op van het te koelen medium. Vervolgens wordt het d.m.v. compressie op een hoger druk- en tem

-peratuurniveau gebracht ( 2-3). Daardoor kan het van 3-4 de van het te koelen medium opgenomen warmte afstaan aan de omgeving. Tenslotte wordt het medium van 4-1 gesmoord in een smoorventiel of, voor grote vermogens, geHxpandeerd in een expansie turbine. Het voordeel van de compressie koelmachine t.o.v. de expansie machine is, dat de volumestromen kleiner zijn omdat bij de e.k. gebruik wordt gemaakt van de verdampingswarmte en bij de e.k. slechts van voelbare warmte.

Een nadeel is, dat freon en andere bij de e.k. gebruikte media duur zijn en daardoor ongunstig bij grote installaties •

.

---

-Bij toepassing van een expansie koelmachine met expansie turbine is het prettig, dat de turbine mechanische energie kan leveren aan de compressor.

Jammer is, dat deze beide systemen veel bewegende delen bezitten en vooral storingsgevoelige compreSDoren. Evenzo dat de koude-opwekking geschiedt door toevoer van mechanise energie, terwijl

-o

..

o

•

r- _

.

--

~WI_

- - - .

~-l

I

2.

:3

I

I

I

I

I

Q

~

-+

----:

-tI,,

~

Q 1

I

I

I

I

I

1

4 I

L~

_ _ _ _ .:...

_ _ _ _ _

...1

Figuur 2.1 Principe schema van de compressie koelmachine.

-o

.

,,'"

0

•

·1

1

a) met smQorventiel

2

~Wl

3

~

1

_iJ

b)· met expansie .tur~ine

Figuur 2.2 Principe schema van de expansie'

koelmachine •

.5

-.

.

I

o

o

•

wij in ons systeem juist ~rote hoeveelheden energie beschikbaar

hebben ~n de vorm van reaktor afval~armtQ op een niveau van ca.

116°c.

Vandaar dat W1J voor de koeling van de koude val ~n ons systeem

de voorkeur ~even aan een koelsysteem met veinig bewegende delen

en een thermisch aangedreven compressor, de absorptie koelmachine. Deze kan werken op een gedeelte van de ter beschikking staande reaktor warmte.

De absorptie koelmachine.

~ ,

De absorptiekoelmachine berust op het zelfde principe als de

compressiekoelmachine. namelijk op het verdampen en

condenseren van koude middel in een gesloten circuit. De aandrijving van het proces gebeurd op een andere wijze dan bij de compressie-koelmachine. Zie ook het schema in figuur 3.1.

De mechanisch gedreven compressor is vervangen door een thermische

compressor. Deze bestaat uit een absorber en een regenerator. De

warmte vordt op een vrij hoog niveau aan de regenerator toegevoerd ( dit is de reactor afvalwarmte ) en op een vrij laag niveau in de absorber veer afr-:evoerd met behulp van een luchtkoeler.

- 6

"

o

f'

y

Hoofdstuk 3 • Berekening.

3.1 Het koelmedium.

Het beschikbare koelmedium is lucht. De lucht temperatuur is op

260 C gesteld (gegeven 'KN1H). ~,let een temperatuur verschil van

10

°c

is de laagste temperatuur van het medium 36

°c

Het verlangde koel vermogen is Q = 500 kl-l (ref. 1 )

o 3.2 De Condensor.

De druk P 1n de condensor is constant en gelijk aan de druk in de c

generator (zie fig

3.1).

Het drukverlies in de leidingen is hier verwaarloosd. De damp treedt de condensor binnen in verzadigde toestand met een temperatuur 8

5 • De damp wordt gecondenseerd met

behulp van lucht. het is aan te bevelen het condensaat te onderkoelen omdat bij een eventuele hogere buiten temperatuur toch nog een

algehele condensatie mogelijk blijft, zonder dat het nodig is de ~ondensatiedruk te verhogen. Het onderkoelde condensaat heeft als temperatuur

e

6

=

36 °C.

-Als wordt aangenomen dat het condensaat 5

°c

1S onderkoeld, dan is de damp volledig gecondenseerd bij 41 °C. Rekening houdend met een geringe hoeveelheid water in de damp is de bijbehorende condensatiedruk

3.3 De verdamper.

P =15 ata

c ( 1471 kPa)

De druk P 1n de verdamper is constant en gelijk aan de druk o

1n de absorber. Het drukverlies in de leidingen is ,verwaarloosd.

Een lage temperatuur

e

6

betekend een lagere druk Po Hoe lager

de laagste temperatuur in het proces wordt, des te meer energ1e 1S er nodig om het proces te doen verlopen. Thermodynamisch gezien is een hoge druk P gunstiger.

o Voor de berekening kiezen we

P = 3 ata

o

7

CONDENSOR

o

(j)

r---"----@

VERDA\1PER

Q)

-:oy

rf

r - - - -

1~1

I

I

I

I

I

I

t

I

I

I

I

I

I

I

I

GENERATOR 4 ABSORBER

I

I

I

L ________

J

Thermische compressor

o

fig 3.1 Principeschema van absorptiekoelmachine.

- 8

o

"

o

3.4 De generator

De verwarming geschiedt met een maximale temperatuur van 116°c. Met een temperatuur verschil van 10°C , is de hoogst bereikbare temperatuur in het medium 106 °c

3.5 Constructie van het proces 1n het h-f diagram.

3.5.1 De rijke 9plossing

T

r •

~

1

De rijke oplossing uit de absorber zal niet verzadigd zijn. Het medium vertoont een onderkoeling van 3 °c (ref. 2 ). Voor deze berekening is een onderkoeling van 4 °c gekozen, zodat de gezochte

f

_r gelijk is aan de verzadigings concentratie bij Po

=

3 ata en een tem.peratuur van

el!

=

40 °c (zie fig 3.2)

Uit het h-f diagram lezen we voor punt 4 af:

P = 3 ata 0

e

4

= 36 °c tr = 0,396 h4 = 10 kcal/kg

Het medium wordt door een pomp na de absorber op een hoger drukniveau gebracht. In een verlies vrije pomp is voor het verpompen van 1 kg vloeistof met het volume veen hoeveelheid arbeid nodig van:

w

_p

=

P

c P o ).v

Uit fig 3.3 volgt voor het soortelijk volume v bij een temperatuur van 36 oe en een rr

=

0,396

v

=

0,00116-m3/kg

Indien de pomp adiabatisch werkt geldt( q

=

0 ) •

=

w

= (p - P ) • v kJ/kg P c 0

= (

1471 - 294 ) • 0,00116

w

=

1,37 kJ/kg p hl

=

10,3 kcal/kg 9

-/

0

p

0

Enthalpi~-samenstellinesdingram ( i.

f

)

voor mengsels van arr~oniak en water

km I/kg 700 650 600 550 500 450 400 350 300 250 200 150 100 50 0 - 50 .100

~

,

\\

~

_~

_...

\

\

_\

~

~

_"-!J

_.<>.

\

_~

_"

\

_~

_~

~

~

"

~

~

'"

~ ...

î---

~

I---

_r-:-

_r---

t

-~

"-

~

~

~

t---' 'YC _{~ ~} a

~

~

~

"""

~

---

-

.k" a.

~

~

~

_r-::=::

,

_~

₄

V'

~

..,t. ),,/ :

-.J v I J I I I I I ~/ 10 20 30

t40

50 60 70 80 90 100 ~ gew. % .amm~ni-;:k fig 3.2 h-~ diagram •. \. - 10

-70 c./3

-'----+---.;.-~-I~I

/. I

o

o

1.~~.~--e~.w~~·o,7~~-. -L_~~.»--~-t:~L--L-a~~--~-4~L--L-4JW--~~D.~~~--~~,~ I Ironunirr/tqn

e

.

Wlchle :.' "on AnlIDonj"k-WM,ergcl11i~ch~n hei nnchit':ol!cmrt Temper&funn

1.1

o

o

In .:het h-

f

diagram valt het punt 1 vrij.Tel samen met het punt 4

In de generator wordt warmte aan het systeem toegevoerd, waardoor de temperatuur stijgt tot aan het kookpunt zie fig 3.2 ).

De temperatuur ~n het kookpunt a is:

p

₌

c 15 ata

e

_a

₌

98 oe fr

=

0,396 3.5.2 De damp.

De damp die de generator verlaat is in evenwicht met de rijke

7

~ .-p

oplossing. Dit kan door de speciale constructie van de generator. De toestand die in evenwicht is met de kokende rijke oplossing wordt voorgesteld door punt 5 ( z~e fig 3.4 ).

Uit het h-r diagram is af te lezen:

P5

=

15 ata 8

5

=

98 oe

-~ d

=

0,946

h5

=

445 kcal/kg

In de condensor wordt,bij constante druk t de damp gecondenseerd

met behulp van lucht. Uit het h-f diagram volgt, dat de laatste hoeveelheid damp condenseerd bij 40 oe. Volgens de aanname

wordt het condensaat onderkoeld tot 36 oe ( zie fig 3.4 punt 6 ) De bijbehorende enthalpie lezen we uit het h-t diagram af.

P 6

=

15 ata

8

6

=

36 oe fd

=

0,9~9 h6

=

110 kcal/kg

Na het smoren punt 7), waarbij de enthalpie constant blijft, is een gedeelte van de damp gecondenseerd. De temperatuur van punt 7 is uit het h-t diagram af te lezen

-0

.

p

0

kmI/kp; 700 650 600 550

~

1\\

\\

\

500 450 400 350 300 250 200 150

"

100

"

~ 50

I----0

---- 50 .100 Enthalpie-samcnstellincsdin~rnm ( i,

f)

voor mengsels van ammoniak en water

.:::::::

_~

_...

~

_~

,

\ 1

<;-~

~

_~

N

~

~

~

~

_~

f'-... ~t:; ~ ...

----

~

r---

--

_r---

--

-

/ _T

1/

:7

/

/8

V

i/:

0(;/

I ei

Y

~

aCf /

~

/

_/

I I

""

~o

~

/

/

~~

:JU \. _{~ Va}

bi

~

I

~

...

[r---

-

y

""""

N

~

~

Lb

~

I

I---_f--- 3

-

I ~ I nOr. I

----

~

r -

r

...--

_'"

I I _I I I I _I I I

,7

!.r 10 20 30 40 50 60 70 _{80 90 '" 1 00} ... _~ ~ r,ew. % ammoni 11k fig ~.

4

h-

f

diagram. -{ - 13

-GENERATOR

o

( F-D ( F D ammoniakdamp F rijke oplossing F-D: arme oplossing

fig

3.5

Hassabalans over de generator

o

14

0

(

)

P 7 = 3 ata 6 7 = -a oe

Ll

1'1, 'd = 0,946 -h7 = 110 kcal/kg

De uittree temperatuur van de verdamper wordt gekozen op 0 oe. In het h-t diagram is nu zodanig de isotherm e= 0 oe bij 3 ata te.construeren , dat deze de lijn

f

=

0,946 snijd~. Het snijpunt van deze twee lijnen ~s de toestand van de damp na de verdamper

"----...

( punt a ). Uit het h-t diagram is dan af te lezen:

Pa = 3 ata

e

a

=

0 oe 1d = 0,946 ha = 314 kcal/kg . 3.5.3 De arme oplossing

_~

a'

De tempera~uur van het verwarmingsmedium bepaald de hoogste

temperatuur die de oplossing kan aannemen. Deze is gesteld op 106 oe. Hiermee ligt het punt 2 vast. Punt 2 ligt op het snijpunt van de kooklijn van 15 ata en de isotherm van 106 oe. Het h-~ diagram geeft de volgende waarden: ( fig 3.4a )

P 2

=

15 ata 6 2

=

106 oe fa

=

0,364 h ·

₌

_a7 kcal/kg 2 3.6 De massabalans.

De hoeveelheid oplossing die tussen de generator en absorber

circuleerd om de benodigde hoeveelheid ammoniakdamp te produceren, hangt af van de gehaltes van de rijke en arme oplossing. Dit volgt uit een massabalans over de generator voor de ammoniakcomponent.

( zie fig 3.5 )

massabalans _F.

f

r

=

D • fd + ( F - D ) •

~

a -

0

"

0

"

.

Enthalpie-samenstellingsdiagram ( i, ~) voor mengsels van ammoniak en water

kQll/k~ 700 650 600 550 500 ~50 400 350 300 250 200 150 100 50 0 - 50 -100

~

1\\

~

0

...

\\

"

~

_'"

\.

\

_~

~

_r::::::

_~

~

~

""

~

~

"-"--

...

I--

~

r--

_r--

r--

-'"

~

~

~

. ~

'"

I':~

...

-.-

I 2

I---

-

~ ~

~

...

~

V'

r--

-

~

:

I I I I 10 20 30 140 50 60 70 80 9Q ~ gew. % EIflm;ni-;k 100

fig 3.4a h-t diagr

_{rum ,}

-o

I'

o

Als alle hoeveelheden op 1 kg ammoniakdamp betrokken worden en

stellen we f ~ F/D, dan volgt hieruit:

f

=

Y

d fa 1r - fa

0,946 - 0,364

Hier l.S f

=

=

18,2

kg/kg

0,396 - 0,364

3.7

Warmtebalans.

3.7.1

Inleiding

De warmtehoeveelheden die in de ve~schillende apparaten worden

toe of afgevoerd worden eerst berekend per kg ammoniakdamp die de

generator verlaat. Er wordt gebruik gema~~tvan de eigenschap

dat de en"j:.halpie toena.."lle van een stelsel stoffen die door een

~ apparaat stromen gelijk is aan de warmte die in het apparaat

~~

constante ~r

~

wordt

toegevoerd. De opeenvolgende toestanden

~~"

van het systeem worden in het h-

f

diagram weergegeven van

fig

3.6

3.7.2

De condensor.

De ammoniakdamp uit de generator wordt in de condensor vloeibaar

ge~Rakt onder afvoer van warmte naar de lucht. De toestand van

-het medium veranderd daarbij van

5

naar

6.

De afgevoerde warmte is:

3.7.3

De verdamper qk

=

h5 - h6

=

445-110~

=

335

(

1404

kcal/kg damp kJ/kg damp)

Het verdampen van een kg condensaat vergt de warmtehoeveelheid:

-0

0

kQl.l/kg 700 650 600 550

~

1\\

\\

\

500 450 400 350 300 250 200 150

~

100

~

... 50 0 - 50 -100 Enthalpie-samenstellinesdiagram ( i,

f)

voor mengsels van ammoniak en water

.

~

_~

_r-...

~

_~

~ f\

~

i"....:

_~

...

.

.-~

~

i'--..

~

~

~5 ~ ~ ...

I'--~

~

r---

_r--

_r--

_I--- ,,? //

~

~

/

_i/~

/Î

/

/

/

/

/;

V

/

/

/

~/

~/ /

t

i

""

~

2.J

V/

f

l

. / .

~

'"

""

r~

~

L

l--'

-

l./

_Y

-"

...

,r

~

t--

_~

_\

_~ ~

~

- - : - " - _1- I

>~:

14,-1'

I

1 1 I

I

!

I 1

V

9 10 20 30 40 50 60

70

80 90 100 ~ gew.

%

ammoniak

~v

.. c)

fig 3.6 · _h-

i

.

diaeram.

06

.

+

_fA

·lF~t)}

_(.

18

-0

"

" 3.7.4 De generator qo:: h8 - h7

=

314-110

=

204 ( 855 kcal/kg damp kJ/kg damp)

Voor het uitd~~pen van 1 kg ~~oniakdamp met het gehalte

r

d

moet in de generator ~ aan warmte worden toegevo~rd. Om ~ te

kunnen berekenen maken we een energie balans over de generator

en bepalen welke hoeveelheden energ1e de generator 1n en uitgaan.

'(zie fig 3.7 ) ~+ f • hl = h5 + ( f 1

)

.

h₂ ~+ 18,2 • 10,3 = 445 + (18,2 - 1 ) • 87 ~

=

1794 kcal/kg damp ( 7349 kJ/kg damp ) 3.7.5 De absorber

De absorptiewarmte q , die in de absorber naar de lucht wordt

a

afgevoerd volgt uit de energiebalans over de absorber ( zie fig 3.8 )

..

qa + f • h4

=

h8 + ( f - 1 ) • h3 q + 18,2 • 10

=

314 + (18,2 - 1) • 87 a qa

=

1628 kcal/kg damp 6823 kJ/kg damp)

3.8 \-larmtehoeveelheden per tijdseenheid.

Deze hoeveelheden zijn bepalend voor de afmetingen van de

apparaten. De hoeveelheden ammoniakdamp D die per seconde

geproduceerd worden om het verlangde koelvermogen Q = 500 kJ/s

0

te verkrijgen volgt uit:

Qo D

₌

qo D

₌

500

₌

0,58 kg/s

855

19

-/

GENERATOR

CD

(f kg ; h, )

fig 3.7 Energiebalans over de generator.

I!

(f-'

kg ; h3 )

G)

(f kg ; h4 )

G)

o

ABSORBER

fig 3.8 Energiebalans over de absorber

-0

,.

Hieruit volgt de cirkulerende oplossing F

F

=

f • D

=

18.2 _• 0.58

=

10.6 kg/s

Het netto pompvermogen is:

p

₌

_{w • F}

P p

14.5 kW

=

1.37 _• 10 6

,

=

Stellen we het rendement op 0.5. dan vraagt de pomp een vermogen van2 29 kW

De toe en afgevoerde warmtehoeveelheden ~n de apparaten zijn:

Toe: Generator: _Qw

₌

_{~ •} D

₌

7349 0.58

=

4261 kW Verdamper: _Qo

₌

_qo D

₌

855 0.58

=

500 kW Pomp P

₌

14.51tW p Af Absorber

.

.

_Qa

₌

_qa D

₌

6823 0,58

=

3959 kW Condensor:

_~

₌

_qk D

₌

1404 0.58

=

816,5kW 3.9 De koudefactor De koudefactor ~s COP

₌

Qo ~+ P P

=

500

=

0,12 4261+14,5

Deze koudefactor is niet zonder meer vergelijkbaar met die van een compressiekoelmachine. Er moet nog rekening worden gehoude~ met het rendament van de omzetting van warmte in electriciteit en mechanische

----

---energie.

3.10 Integratie ~n de transalkylatie-unit

Het doel van de absorptiekoelmachine is de koude propaanstroom in de koude val te laten vervallen en hiervoor in de plaats de verdamper te plaatsen van de absorptiekoelmachine. De benodigde warmte in de generator 'Wordt onttrokken aan de stroom naar de HDS ( V 6 ) , zoals in fig 3.9 is weergegeven.

I\) I\) I •

o

'.

"

o

CONDENSOR VERDAMP~

i

\

Hoofdstuk

4.

Economische evaluatieo '

401 Inleidingo

We gaan nu een economische vergelijking mak&n tussen het tij~ dens de G- opdracht onderzochte ontwerp en dat bij toepassing van een absorptie koelmachine o Met meerkosten bedoelen we de kosten die gemaakt worden voor koeler H 24 en de kosten voor het afkoelen van de processtroom in de koude valo De

overige kosten vallen buiten beschouwing. Eveneens buiten be-schouwing zijn gebleven de kosten voor plaatsing.van de appa-raten, leidingen, regelingen etc.

4.2 Kostenberekening volgens ontwerp G- opdracht.

4.2.1 Luchtkoeler H 24.

Volgens de berekening van ref. 1, bijlage VI.1 met een

u~syor

gas- luchtkoeler

~~

~

__

~2

MW

=

2,8. 107 Btu/hr 2- 3-w T. _"" 116 C ~n T _{uitC 40} C T :: T T min 126,6 25,2 m max ::

-In T max In 126_z6 T min 25,2 A :: 2 28. 107 1,6. 105 ft 2 • x 2,85. 62,7

De prijzen voor dit soort luchtkoelers Z1Jn volgens op-gave van Lummus B.V. ongeveer f 4,- per ft2•

Hiermee wordt de prijs:

4.

1,6. 10 5

=

f 630.000,-. Het benodigd ventilator vermogen bij dit oppervlak is

60 101.

4.2.2 Compressor.

De berekening van de benodigde hoeveelheid vloeibaar propaan met: M.b.v. ref. 1 en Dus 3, Q =

J6

.r , dus m

}1m

=- ~ r T :: 260 K, r %m

=

l l i

... 1,2 378 -23-:: 90 cal/g 378 kJ/kg. kg/s

/

Uit ref. 3

T .. -10

_verd. C.

P _{ver •} d = 50 p.s.i.

=

3,4 bar, bij

T >:: 36

eond. C, dus p con. d

=

160 p.s.i. -

=

10,~ bar.

Het benodigd vermogen wordt als volgt bepaald. w i -

Jv.

-dp :=

-~.~~~

.

T1.l(~)"~1

-1] ·

__

1.~1~3~.~1,~2~.~8~,3~0~9~._4~4~,~1_1. 273{(~)~,~3

O 13

,

• 3,4 ' 3 0,15. 106 J/s

Met een rendement ven 0,75 is het toegevoerde vermogen 200 kW.

Volgens een prijsopgave van DilláAG is de aankoopprijs voor de complete compressor met aandrijving f 180.000,-.

4.2.3 Luchtcondensor.

Volgens de berekening van ref. 1, bijlage VI.1: Condensatie bij 36 C = 97 F. 2- T m 18-7 = 11,6 F. In ..!.§.

7

3-

Uit ref. 3 r eond.

=

70 cal/gr = 294 kJ/kg Q

=

ft. •

r= 1, 2 • m 6 294

=

353 kW= 1,2. 10 6 Btu/hr. 2. 104 ft2• A .. 1,20.10 x ' 5,2. 11,6 4

-Hieruit volgt een prijs van 4. 2.10 = f 80YOOO,-.

Het benodigd ventilator vermogen bij dit oppervlak is 10 kW. 4.2.4 Verdamper. M.b.v. ref.

5 :

U .. 30 Btu/hr (ft2) ( F) = 30. 0,29 .. 176 '''/ m2 K -, ____

%.

= U. A. T, dus m A=f; -1! U. T 470. 10 3 .. 267 m2 176.10

M.b.v. ref. volgt nu een prijs van f 76.000,-.

-24-•

4.2.5 Energiekosten.

Volgens gegevens van ESSO over volcontinue installaties,

zin deze installaties 90-98

%

van de tijd in bedrijf,

Uit-gaande van 95

%

levert dit

0,95. 365. 24 = 8300 draaiuren per jaar.

Indien gesteld wordt dat de compressor door een elektro motor

wordt aangedreven van 100 kW, volgt hieruit voor het ene~gie

verbruik per jaar:

aandrijving compressor 200 kW

,

,

koeler H 24 60 kvl

, ,

koeler lucht-condensor 10 _kW Totaal 270 kW

Op

jaarbasis i s dit 8300. 270

₌

2, 24. 106 kWh.

Uit reL 5 volgt een kWh prijs van f 0,13 voor grootver -bruikers. Hiermee worden de energie kosten:

6

2,24 •. 10 • 0,13

=

f 295.000,-.

4.3 Kosten berekening bij toepassing van absorptie koelmachine.

4.3.1 Verkleinde luchtkoeler H 24.

Uitgaande van de gegevens van ref. 1, blz. 205 en een temperatuur verloop van 80 C nB.ar 40 C ( zijnde van

176

F

naar 104

F).

We volgen de berekening van ref.1, bijlage VI.1. 2 - T

_m

=

68,7 -25

=

43,2 F In 68,7 25 7 3- Q= 1, 37. 1 0 Bt u/hr Ax

=

1,37. 107 - 1,1-. ---0 105 ft2 2,85. 43,2 2

Uitgaande van een prijs van f 4,- per ft wordt de prijs

à oan 4. 1, 1. 1 0

5

-

- f

460.000,-Benodigd ventilator vermogen bij dit oppervlak is 35 kW.

-25-r

4.3.2 Verdamper.

U uit ref

5

.

:

= 80 Btu/hr (ft2) ( F) = 470 W/m2

~w

=

U.

A.

T,

dus

A

-

~

= 500.103 = 106 :-::-.;..:..w-=_ 47 0 • 1

0"

U.

_.

T . 2 m

Volgens ref. 4 wordt de prijs dan ongeveer: 1,12. 35.000= f 39.000,-.

K

Devermenigvul digingsfaktor 1,12 is om te corrigeren voor anderhö.l f jaar prijs verhogen.

4.3.3 Absorber.

We volgen de berekening van ref. 1, bijlage VI.1:

T

_omgevln

.

_g

=

26 c= 79

F

Tuit

=

36 c= 97 F

Voor T. het gewogen gemiddelde van de ingaande stromen ln T. ln

2-=

0,58. 273

10,6 + 10,02. 340

T

m

=

=..L..

93,2

___ _

- 18 = 45,7

F

In 93~

18

= 336,3 3-

fJ

_w

=

3959 kW

=

1,35. 107 Btu/hr A

_x

=

Dus wordt de prijs:

4. 5,7. 104

=

f 230.000,-.

K= 146 F

Benodigd vent i lator vermogen bij dit oppervlak is 20

kW.

4.3.4 Generator.

De temperatuur van de reaktor produktstroom i s 116

C,

T _Ul"t'. _wen d' ₁₉

=

116 c 77 C T. d' loopt va.n 36 C tot 106 C lnwen 19

J1

_w

=

4261 kW T _m = 41 - 10 = 22 C In 41

10

U

uit ref. 5 geeft

(ft2) ( F)

een schatting van ong eveer(8S7BtU/hr

dus U= 470 W/m2 K

-26-A= 4261. 103 = 412 m2 470. 22

M.b.v~ ref.4 wordt de pr1Js dan:

1,12. 104.000

=

f 116.000,- voor een normale

shell and tube Vlarmte wissela2.r; deze gener ator is geen

gewone shell end tube w.w., maar ,~én met een soort schotel tuss en boven- en 'ondere ompartiment. Va.ndàar dat we de

eerder genoemde prijs met 50

%

verhoeen tot:

1,5. 116.000

=

f 174.000,-. 4.3.5 Condensor.

Volgens met

de berekening van ref. 1 , bijlage

T. = 98 C= 208 F 1n T _{uit= 36} C

₌

97 F T' omgeving = 26 J.1, _w = 816,5 kW 2- T = 8~'4 '1\ 8-m .P,. - -ln 83₂4 18 3-

%

= 816,5

k

W

=

w

6

A =~. 10 C = 79 F 42,7F

6

2,78. 10 Btu/hr

4

2

= 1,25. 10 ft VI.1: x ~ 42,7

Weer uitgaande van de prijs van f 4,- per ft2, wordt deze 4. 1,25. 10

4

_

- f 50.000,-.

Benodigd ventilator vermogen bij dit oppervla.k is 5 kW.

4.3.6 De vloei stofpomp.

In hoofdstuk 3 is gebleken, dat we een pomp nodig hebben met een vermogen van

JO

kW. Uit r ef. 5 volgt een prijs

van f 3500,- voor de pompo

4.3.7 Energie kosten.

Bi j de berekenine van de energl-; kosten v'iordt weer ui t-gegaan van 8300 draaiuren per jaar.

Het benodigde elektrische vermogen is:

aandrijving vloeistoîpomp 30 kY{

,

~ koeler H 24 35

kW

, ,

absorber 20

kW

,

,

condensor 5 kW Totaal 90

kW

27-..

Op jaarbasis is dit:

90. 8300

=

7,47. 10

5

kWh.

Uit ref. 5 volgt een kWh prijs van f 0,13 voor grootver-brtükers.

Hiermee worden de energie kosten:

5

_

J,47. 10 • 0,13 - f 97.200,- •

-28-o

~

0

.

.

Vergelijking van kosten.

G- ontwerp extra investerings-, kosten luchtkoeler voor HDS condensor voor propaan compressor verdamper totaal extra proceskosten per jaar

stroom voor compres ....

sie van propaan

stroom voor koeiing

fl · 630.000 80.000 180.000 76.000 966.000 .. 21_5.800 79.200

met absorptie koelmachine

extra

investerings-kosten

lucht koeler voor

\ HDS ~ I verdamper \ r.;enerator absorber condensor pomp -totaal extra proceskosten per jaar

stroom voor pompaan-drijving

stroom voor koeling

fl 460.000 39.000 174.000 2230.000 550.000 3.500 956.500 32.500 64.700

-

...

----totaal 295.000 totaal 97.200

Fir,uur l~. 1. Resultaten overzicht.

0

p

o

Hoofdstuk

5

Conclusie.

Uit het voorgaande blijkt dat het technisch haalbaar is een

absorptiekoelmachine toe te passen. Uit de globale studie naar de

investeringskosten blijkt het volgende.

extra investerigskosten extra proceskosten/jaar

G ontwerp f

_966.000

f

295.000

met

absorptie-f

_956.500

f

koelmachine

97.200

De kosten zijn gebaseerd op het prijsniveau van 1982.,

Uit de tabel blijkt dat ;. de investeringskosten ongeveer

gelijk zijn, terwijl de energie kosten bij toepassing

Véill de ab$orptie koeling l ager zijn dan bij het G- ontvlerp.

De onnauwkeurigheid van de pr1Jzen is in de orde van grootte

van 10 procent.

Onze conclusie luidt dan ook, dat de absorptiekoelmachine het best kan worden toegepast.

29

-I

o

o

Symbolenlij st A COP D F f h

P

p c p o Q . q r T . t v .• 'r" warmtewisselend oppervlak koude factor ammoniakdamp rijke oplossing verhouding F/D enthalpie dru..lt

druk ~n condensor en generator

druk ~n verdamper en absorber

vermogen energie/kg ammoniakda~p verdampingswarmte temperatuur temperat uur soortelijk volume

pomparbeid per kg vloeistof massastroom

warmtestroom

concentratie van NH

3 ~n ~engsel temperatuur ---~ _ 30 _ 2 m kg/s kg/s kcal/kg bar ata ata kW kcal/kg kJ/kg oe oF m3/kg kJ/kg kg/s kW

...

o

\

o

Literatuurlijst. ref. 1 ref. 2 ref.' 3 ref.

4

ref. 5 G- groep verslag 1982

Niebergall, W, Sorptions Kàltemaschinen, Reprint Springer Verlag Berlin 1981

Gallant, R.H'., Physical Properties of Hydrocarbons, Volume 1; Gulf Publishing Company

WEBCI Prijzenboekje, december 1980

De Jong, E.J., concept diktaat Apparatenbouw voor de Procesindustrie, i 20-A, hoofdstuk

4

31