1、 返回目录返回目录 7 液态低温工质的制取 7 液态低温工质的制取 7.1 一次节流液化循环一次节流液化循环 一次节流循环是最早在工业上采用的气体液化循环。1895 年德国林德和英国汉普逊分别独立地提出了一次节流循环，因此在文献上常称之为简单林德（或汉普逊）循环。 一次节流液化循环的流程图及Ts图如图 7-1 所示。我们先讨论没有外部不可逆损失的理论循环，然后再推及实际循环。 图 7-1 一次节流液化循环流程图及Ts图 ( 点击观看动画 ) 图 7-2 一次节流液化循环逐渐冷却过程的Ts图 （1）理论循环）理论循环 如图 7-1 所示，常温T，常压下的空气（点11p） ，经压缩机 I 等温压缩
2、至高压，在图上简单地用等温线12 表示。此后，高压空气在换热器 II 内被节流后的返流空气（点 5）冷却至温度（点 3） ，这是一个等压冷却过程，在T2psTsTs图上用等压线 23 表示。然后高压空气经节流阀 III 节流膨胀至常压（点 4） ，温度降低到压力下的饱和温度，同时有部分空气液化。在T图上节流过程用等焓线 34 表示。节流后产生的液体空气（点 0）自气液分离器导出作为产品；未液化的空气（点 5）从气液分离器引出，返回流经换热器 II，以冷却节流前的高压空气，在理想情况下自身被加热到常温1p1psT（点1） ，其复热过程在T图上用等压线 51s表示。至此完成了一个空气液化循环。 如
3、前所述，必须将高压空气预冷至一定的低温，节流后才能产生液体。因此，循环开始需要有一个逐渐冷却的过程，或称为起动过程。图 7-2 表示一次节流液化循环逐渐冷却过程的T图。空气由状态1等温压缩到状态 2，24s为第一次节流膨胀，结果使空气的温度降低。 节流后的冷空气返回流入换热器以冷却高压空气， 而自身复热到初始状态11t。高压空气被冷却到状态（T） ，其温降为331t 。第二次节流膨胀从3沿3等焓线进行，节流后达到更低的温度T。当它经过换热器复热至初态14 4时，可使新进入的高压空气被冷却到更低的温度T（状态3） ，其温降为 3 2t 。接着是从点3 沿3 进行的节流膨胀等等。这种逐渐冷却过程继
4、续进行，直到高压空气冷却到某一温度T（状态 3） ，使节流后的状态进入湿蒸气区域；若此时两股空气流的换热已达到稳定工况，则起动过程结束，空气液化装置开始进入稳定运转状态。 4 3现在讨论一次节流液化理论循环的液化量。设压缩 1kg 空气时产生 Zkg 的液体空气，则相应返流空气量为（1Z）kg。取换热器 II、节流阀 III 与气液分离器为研究的热力系统，根据系统的热量平衡式 102)1 (1hZZhh+= (7-1) 可得 0121hhhhZ= （kg/kg 加工空气） (7-2) 因为是温度为21hh T的高压空气由节流到时的等温节流效应 2p1pTh所以01hhhZT= （kg/kg 加
5、工空气） (7-3) 循环的单位制冷量即 Zkg 液态空气回复到初态温度T1时吸收的热量： ThhhhhZq=01010)( （kg/kg 加工空气） (7-4) 式(7-4)表明，一次节流液化理论循环的单位制冷量在数值上等于高压空气的等温节流效应。 由式(7-3)可见，当为最大值时 Z 最大。在温度一定时ThTh是压力p的函数，所以欲使为最大值，则需 Th0)(=TTph (7-5) Th可用热力学微分关系式表示。对于等温过程 dpvTvTdhpT)(= 积分后得 dpvTvThpppT=21)( (7-6) 因此，式(7-5)成立的条件必须是 0)(=vTvTp (7-7) 上式系转化曲线
6、方程，即微分节流效应h等于零的方程。由此可见，对应及 Z最大值的气体压力必通过等温线 T 和转化曲线的交点。对于空气，若T， 则时Z最 大 。 实 际 采 用 的 压 力约 为，因为压力过高使设备增加，而装置的制冷量增加比较小。 Th303=2p2p2pKkPa981=p)2220(kPa10483kPa103（2）实际循环）实际循环 一次节流实际循环同理论循环相比存在许多不可逆损失。主要有： （1）压缩机中工作过程的不可逆损失； （2）换热器中不完全热交换的损失。即返流气体只能复热到T（见图7-2） ； （3）环境介质传热给低温设备引起的冷量损失，也称跑冷损失。由于这些损失的存在，使循环的液
7、化系数减小，效率降低。下面在考虑这些损失的条件下进行循环的分析和计算。 1设不完全热交换损失为（kJ/kg 加工空气） ，它由温差3q21TTT=确定（见图 7-2） 。通常假定返流空气在T与之间的定压比热容是定值。则11T)(11TTcpl)1 (2Zqpr=。设跑冷损失为。其值与装置的容量、绝热情况及环境温度有关。至于压缩机的不可逆损失，一般由压缩机的效率予以考虑。 3q我们仍取图 7-1 中点划线包围的部分为热力系统，加工空气量为 1kg，得下列热平衡方程式 1032)1 (hZZhqhprpr+=+ 而 prplZqhTTchh=1)(211111 由此可得实际液化系数 0101322
8、1)(hhqhhhqqhhZTpr=+= （kg/kg 加工空气） (7-8) 实际循环的单位制冷量 qhhhZqTprpr=)(01, 0 （kJ/kg 加工空气） (7-9) 从式(7-8)、(7-9)可见，实际循环的液化系数及单位制冷量的大小取决于与的差值；若实际循环的等温节流效应ThqTh不能补偿全部冷损q，则不可能获得液化气体。 若压缩机的等温效率用T表示，则对 1kg 气体的实际压缩功为 TTTTprppRww12/ln= （kJ/kg 加工空气） (7-10) 产生 1kg 液化空气的能耗称为实际单位能耗 )(/ln)(1201, 0qhppRhhZwwTTTprprpr= （k
9、J/kg 液化空气） (7-11) 循环实际性能系数 12, 0/ln)(ppRqhwqCOPTTTprpr= (7-12) 循环效率 cCOPCOP= 式中，可逆液化循环的性能系数为（按图 7-1 所示状态） )()(0101101min0hhssThhwqCOPc= (7-13) 所以 0101011)()(hhhhssTCOP= (7-14) 实际循环的性能指标与循环的主要参数如高压、初压、进换热器时高压空气的温度T有密切关系。 理论分析表明， 对一次节流液化循环， 为改善循环的性能指标， 可提高，2p1p22p一般；在保证所需单位制冷量及液化温度的条件下，适当提高初压，从而减小节流的压
10、力范围；采取措施降低高压空气进换热器时的温度，从而提高液化系数。（见图 7-37-5） kPa102032p图1p 7-3 一次节流液化循环的特性（p1=98kPa） 图 7-4 节流循环的ppCOP关系图 21 进换热器时高压空气的温度T与h图 7-5 2T的关系 7.2 带膨胀机的液化循环带膨胀机的液化循环(克劳特液化循环克劳特液化循环) 先实现了带有活塞膨胀机的空气液化循环， 其流程图及图如图温度（点）的空气，经压缩机 C 等温压缩到（点 2） ，并经换热器 I 冷却至3两部分：一部分的空气进入膨胀机膨胀到（点 4） ，温度降低并作外功，而膨胀后气体与返流气汇合流入换热器 II、I 以预
11、高压空；另一分的空气经换热器 II、III（点 ）液体，其余1.工作过程及性能指标工作过程及性能指标 1902 年法国的克劳特首sT 7-6 所示。 1kg、压力1T（点Z1p）后分成12pE后，3T，获得kgVe冷却至温度kg1p气经节流阀节流到冷部kgVkgV)1 ( =T5peth（点 6）kgpr51ZVprth)(饱和蒸气返流经各换热器冷却高压空气。设系统的跑冷损失为；不完全热交换损失为。由图中 ABCD 热力系统的热平衡方程得 3q2q130342)1 (hZhVhZqhVhprepre+=+ 因 所以 )(1 (112hhZqpr= 2130342)1 (qhZhVhZqhVhp
12、repre+=+ 从而可以得实际液化系数 0143201324321)()()hhqhhVhhhqqhhZeTepr+=+= ()(Vhh+（kg/kg 加工空气） (7-15) 循环的单位制冷量 qhhVhheTprpr +=)()43221, 0hZq=( （kJ/kg 加工空气） (7-16) sT 图 7-6 克劳特液化循环流程图及图 ( 点击观看动画 ) 在理想情况下，气体在膨胀机中的膨胀过程是等熵过程，如图中 34s 线；实际上由于气体在膨胀机中流动时存在多种能量不可避免地要传入， 因此膨胀机的实际（损失； 外界的热量也膨胀过程是有熵增的过程，如图 7-6 中的 34 线所示。 衡
13、量气体在膨胀机中实际膨胀过程偏离等熵膨胀过程的尺度，称为膨胀机绝热效率shhhh4343） ，它可用膨胀机中膨胀气体实际比焓降与等熵膨胀比焓降之比来表示，即 ssshhh=43 (7-17) 因此式(7-15)、(7-16)亦可写为 01hhqhVhs+2ZseTpr= （kg/kg 加工空气） (7-18) qhVhqsseTpr+=2, 0 （kJ/kg 加工空气） (7-19) 将式(7-18)、(7-19)与式(7-8)、(7-9)比，克劳特循液化系数和单位制冷量大。在克劳特循环中，制冷量主要由膨胀机产生，其次为等温节流效较可以看出环比一次节流循环的实际应。 克劳特循环消耗的功应为压缩
14、机消耗的功与膨胀机回收功的差，即 TRmsseTprhVppw= 12/ln （kJ/kg 加工空气） (7-20) 式中 m膨胀机的机械效率。 由式(7-18)及(7-20)即可求出制取 1kg 液空所需的单位能耗。 分析以上各式可知，高压压力、进入膨胀机的气量以及进膨胀机的高压空气温度不2. 循环性能指标与主要参数的关系循环性能指标与主要参数的关系 当与不变时，增大膨胀量，膨胀机产冷量随之增大，循环的单位制冷量及液化系数正常工况。 当与一定时，提高高压压力，等温节流效应和膨胀机的单位制冷量均增大，液化系量大。 当与一定时，提高膨胀前温度，膨胀机的比焓降即单位制冷量增大，膨胀后气体的温度高，
15、膨胀机产生的较多冷量不能全部传给高压空气，导致冷损增大，甚至破坏换热器 II 的正常工作。 参数之间是相互制约的， 因此在确定循环系数时几个因素应同时加以考虑， 才能得图 7-7 示出制取 1kg 液空时、及的关系曲线。曲线是在换热器 I、II 热端温差为2epq0V3T仅影响循环的性能指标prZ、pr,、prw等，还将影响系统中换热器的工况。 23ep增T。V相应加但eV过分增大，去节流阀的气量太少，会导致冷量过剩，使换热器 II 偏离eV3T2p数增加。但过分提高2p，会造成冷过剩，冷损增大，并因冷量被浪费掉而使能耗增2pTeV3T4也同时提高，而节流部分的高压空气出换热器 II 的温度(
16、8T)和4T有关，若3T太在上述讨论中，都假定两个参数不变，而分析某一参数对循环性能的影响。但是在实际过程中三个到最佳值。 pVw2J/kthpr, 0，10K，跑冷损失37. 83=qkg 加工空气压缩机等温效率6 . 0=T，膨胀机绝热效率7 . 0=s，膨胀机机7 . 0=m械效率，膨胀后压力981=pkPa作出的。从图可以看出，在克劳特空气液化循环中，压力2p高和节流较小时单位能耗较低。 的情况下量thV值 图 7-8 示出前温及的关系曲线。作图条件与图 7-7 相同。 图 7-8 3. 克劳特液化循环中换热器的温度工况克劳特液化循环中换热器的温度工况 选择克劳特液化循环参数时，不仅从
17、循环的能量平衡考虑，还需要满足换热器正常换图 7-7 克劳特空气液化循环的,thV与prw, 0关系曲线2p克劳特空气液化循环中最佳的膨胀度T节流量thV与高压压力32p最佳膨胀机进气温度3T和节流量thV与高压2p的关系曲线热工气体与冷气体之间的温差必须为正值，况的要求。 正常换热工况是指在换热器任一截面上热且温差分布比较合理，最小温差不低于某一定值（通常为 3K5K） 。冷、热气体间的最小温差可能发生在各换热器的不同截面上，这取决于循环的流程和气体的热力性质。 换热器温差工况可用热量温度图（Thm）表示。该图可以反映出气体不同截面的温度变化，也可以表示各截面上冷、热气流之间的温差。 现在讨
18、论影响换热器温度工况的因素。 图 7-9 表示克劳特循环的第 II 换热器。 压力的正流2p空气量为kgVth，进、出口温度为3T、8T，某一段返流气的平均比热容为pC。若不考虑跑冷损失，在换热器任一截面bb 1923bpbpth一侧的热平衡方程式为 12)(1 ()(ppCTTZCTTV= (7-21) 式中、分别为截面上正流与返流空气的温度。 图 7-9 换热器 II 中高、低压空气温差变化 1bpT2bpTbb thVZ=1； 21ppcCr = C令 式(7-21)可转换为 )(1923bpcbpTTrTT= 因而 )(1 ()()(1993119312bpcbpbpcbpbpTTrT
19、TTTTr+=cr有关，亦即TTT= (7-22) 从式(7-22)可以看出，换热器任一截面的温差)(12bpbpTT与热端温差或冷端温差（若从冷端导出热平衡方程） 、)(93TT )(48TT 气流量比及气流平均比热容比和循于部分加工胀机，因环参数的选择有关。对于克劳特液化循环，由空气eV进膨而在气体分流后的换热器 II 中，正流空气量减少，返流气与正流气流量比较大，可能出现正流空气过冷，使冷、热气流之间的温差减少。其循环参数选择不当，在Thm图上就会出现某个局部温差小于设计所允许的最小温差，甚至出现“零温差”或的现象。 “负温差”在实际的换热器中是不存在的，这只是表明换热器的温度工况被破坏，已经不能正常进行工作。因此在进行克劳特液化循环参数选择时，必须校核换热器的温度工况。 “负温差”的选择，换热器中气流流量比的选择，实际上就是克劳特液化循环膨胀量是有一定范围的。
