4. Heat exchangers, steam, steam processes Värmeväxlare, ånga, ångprocesser

4. Heat exchangers, steam, steam processes ärmeväxlare, ånga, ångprocesser 4.1 Heat exchangers Heat exchange processes will be discussed in more detail in Chapter 5. At this point it is sufficient to consider heat that transfers from a higher to a lower temperature across a separation wall or other physical boundary that has sufficient but finite heat transfer conductance. 4.1.1 Principles of operation and design In a heat exchanger (often abbreviated to HE, or HX) heat is transferred from one, hotter, material or material flow to another, cooler, one. In most applications it is operated under steady-state conditions, for heat exchange between fluid flows. The external (and sometimes also internal) walls of the apparatus are well insulated to avoid heat losses to the environment, except when used in air cooling systems. Also batch processes are widely used. Phase transitions are possible, for example in evaporators or condensers (see section 4.2) and in some applications also solids, as in a crystalliser. Fig. 4.1 shows two widely used HEs, being shell-and-tube HEs as used at power plants, refineries and chemical process plants, and plate-and-frame HEs as widely used in smaller process units and food industry. 4.1 ärmeväxlare ärmeöverföringsprocesser diskuteras i detalj i kapitel 5. Här är det tillräckligt att beakta värme som transporteras från ett varmare medium till ett kallare genom en åtskiljande vägg eller annat fysiskt gränsskikt med tillräcklig, men ändlig värmekonduktans. 4.1.1 Funktionsprincip och design I en värmeväxlare (eng. heat exchanger, med förkortningen HE eller HX, på svenska vv) överförs värme från ett varmt material eller materieflöde till ett annat, kallare sådant. I de flesta tillämpningar råder fortfarighetstillstånd för värmeöverföring mellan fluidflöden. Anläggningens externa (ibland även interna) väggar är välisolerade för att undvika värmeförluster till omgivningen, förutom vid luftkylning. Också satsvisa processer förekommer allmänt. Fasövergångar är möjliga, till exempel i förångare och kondensorer (se stycke 4.2), samt i vissa tillämpningar även solider, som i en kristallisator. Figur 4.1. beskriver två vanliga typer av värmeväxlare: shell-and-tube (tuboch mantel) som används vid kraftverk, raffinaderier och kemisk-tekniska anläggningar, samt plate-and-frame som används vid mindre processenheter och inom livsmedelsindustrin. Fig. 4.1 Typiska plattvärmeväxlare (t.v.) shell-and-tube (t.h.) plate-and-frame Typical shell-and-tube and plate-and-frame heat exchangers http://www.secshellandtube.com/model-info.html http://www.heatexchangers.org/ 4-1

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes Typical every-day-life examples of HEs are found in cooking equipment, refrigerators, car and other vehicle radiators, air conditioning systems etc. In most cases the hot and cold streams are kept separated in so-called closed HEs; when the heat exchange effect is obtained by mixing the materials or streams it is referred to as open HEs. In the steam/water cycles of condensing power plants (one of the topics of this chapter) both types are usually found (ÇB98). This section addresses closed HEs. Common HE geometries as found in processes and laboratories are shown in Fig. 4.2. Note that in tube-and-shell HEs both the shell and the tube side can have several passes through the HE. In order to distinguish between these configurations names with 1-2, 3-6 etc. are used (W98). Typiska vardagliga exempel på vv hittas i matlagningstillbehör, kylskåp, fordonskylare, luftkonditionering m.m. I de flesta fall hålls de kalla och varma strömmarna åtskilda i så kallade slutna värmeväxlare. När värmeöverföringen åstadkoms genom blandning av strömmarna kallas det öppen värmeväxlare. I kondenserande kraftverks ånga-/vattencykler (en av rubrikerna i detta stycke) förekommer oftast båda modellerna (ÇB98). Detta stycke behandlar slutna värmeväxlare. I figur 4.2. visas några vanliga modeller av vv för olika laboratorie- och processtillämpningar. Notera att i tub- och mantelvärmeväxlare kan såväl mantelsom tubsidan ha olika många lopp genom vv:n. För att skilja dessa olika konfigurationer åt används benämningar som 1-2, 3-6 osv (W98). Fig. 4.2 ärmeväxlare: a) motström b) medström c) korsström d) tub- och mantel-värmeväxlare av 1-2 typ e) tub- och mantelvärmeväxlare av 2-4 typ Heat exchangers: (a) counterflow, (b) parallel flow, (c) crossflow, (d) 1 shell 2 tubes pass, (e) 2 shells 4 tubes pass (KJ05) Temperature distributions for three HE types are given in Fig. 4.3 (left-hand), with counter-flow coming the closest to a Temperaturfördelningar för tre värmeväxlarmodeller visas i figur 4.3 (t.v.). I motströmsfallet kommer man närmast en Fig. 4.3 (T.v.) Temperaturprofiler i (a) motström, (b) medström och (c) c) 1 mantel 2 tub lopp (1-2 tubmantelvärmeväxlare). (t.h.) a) ena fluiden återblandad, andra oblandad, b) båda fluiderna oblandade (eft) Temperature profiles in (a) counterflow,(b )parallel flow and (c) 2 shell 2 tubes pass HE, (Right) (a) One fluid mixed, one unmixed; (b) both fluids unmixed (KJ05) 4-2

constant temperature difference T which gives minimum losses when it comes to efficiency (or entropy production). As will be shown below this arrangement is a reference case for evaluating other designs and lay-outs. The worst case is a parallel flow arrangement; for shell and tubes units with several passes the temperature profile is more complicated. Often also crossflow arrangements are used, which reduces temperature differences (gradients) perpendicular to that flow. As shown in Fig. 4.3 (right-hand) one of the fluid flows may be well-mixed while the other is unmixed. This illustrates that very many different types and configurations are possible depending on cost, temperature and pressure levels, flow amounts, properties of the flows, easy of construction and maintenance, size, weight, footprint etc. Nonetheless the principle of operation is the same for all and similar design and effectiveness evaluation methods can be applied to all, as given below. One complication for all configurations is that the driving force for the heat transfer, the temperature difference T between the hot and cold flows changes with position inside the heat exchanger see Fig. 4.4. konstant temperaturskillnad T, vilket minimerar effektförlusterna (och entropigenereringen). iksom nedan kommer att visas, fungerar denna modell som referenspunkt vid evaluering av andra designer och layouter. Den sämsta modellen i detta avseende är den med parallellt flöde. För värmeväxlare av tuboch manteltyp med flera lopp är temperaturprofilen mera komplicerad. Ofta används också korsade strömmar, vilket minskar temperaturgradienter vinkelräta mot flödet. Det ena fluidflödet kan vara återblandat, medan det andra oblandat, vilket även visas i figur 4.3 (t.h). Detta visar att många olika typer och konfigurationer är möjliga, beroende på krav gällande kostnad, temperatur och tryck, flödesmängder och -egenskaper, enkelhet i konstruktion och underhåll, storlek, tyngd, footprint etc. Funktionsprincipen är emellertid densamma för alla och liknande metoder kan tillämpas för att evaluera design och verkningsgrad, vilket demonstreras nedan. En komplikation som alla konfigurationer har gemensamt, är att värmeöverföringens drivande kraft, temperaturskillnaden T mellan det varma och kalla flödet, varierar beroende på läget i värmeväxlaren se figur 4.4. Fig. 4.4 Temperaturprofilen i en motströmsvärmeväxlare Temperature profile in a counter-flow heat exchanger (KJ05) Note that is possible that the exit temperature T C,o of the cold stream is higher than the exit temperature T H,o of the hot stream. Also, it may be so that the temperature on one side is constant; being for example a stagnant material (like Notera att den kalla strömmens utloppstemperatur T C,o kan vara högre än den varma strömmens utloppstemperatur T H,o. Det är också möjligt att temperaturen på ena sidan är konstant, vilket är fallet med stagnanta material (som utsidan på 4-3

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes the outside surface of a solar thermal unit for water heating) or a condensating or evaporating flow. en solvärmepanel) och kondenserande eller evaporerande flöden. Fig. 4.5 ärmeväxlare och systemgränser Heat exchanger and system boundaries (SEHB06) An energy balance describes the flows of heat and gives the temperatures of the flows. Fig. 4.5 gives a heat exchanger schematic with open system boundary around both streams. If energy losses to the environment are avoided, the energy balance for both the cold and the hot stream (noting that no work is done!) using enthalpy h to include p-effects ( flow work ) gives: Q H cold H m (h - h cold cold cold,out cold cold,in ) m En energibalans beskriver värmeflödena och ger strömmarnas temperaturer. Figur 4.5 beskriver schematiskt en värmeväxlare med öppna balansgränser runt de båda strömmarna. Om energiförluster till omgivningen undviks, ges energibalansen för både det kalla och varma flödet (taget i beaktande att inget arbete utförs!) enligt följande, då entalpin h används för att inkludera p-effekter (flödesarbete): - H hot hot (h - Q hot,in hot - h hot,out ) - H hot (4-1) Often, with specific heat c p constant over the temperature ranges considered it simplifies to H cold m cold (T - T The actual heat transfer process from the hot side to, through and from a separation wall to the cold side (to be discussed in more detail in Chapter 5) can be described by a simple, linear model expression: Q c p,cold cold,out cold,in ) m Om den specifika värmekapaciteten (äv. värmekapacitivitet) c p konstant över hela temperaturintervallet, förenklas detta till hot U A T c p,hot (T hot,in - T hot,out ) - H Själva värmeöverföringen från den varma sidan till, genom och från en skiljevägg till den kalla sidan (diskuteras i vidare detalj i kapitel 5) kan beskrivas med en simpel, linjär modell: hot (4-2) (4-3) Fig. 4.6 ärmeöverföringsresistanser i en enkel värmeväxlare Heat transfer resistance in a simple heat exchanger (KJ05) 4-4

for temperature difference T ( C or K), heat exchange area A (m 2 ) and overall heat transfer coefficient U (W/m 2 K). As illustrated by Fig. 4.6, U is a combination of several heat transfer resistances that act in series. 4.1.2 Heat exchanger dimensions; the MTD method Heat exchanger performance depends on how much heat exchange area A (in m 2 ) is needed to transfer a certain heat rate Q (J/s = W). For a small section dx of the tubing (with diameter D), the heat transfer δq equals see also Fig. 4.4 above: för temperaturskillnad T ( C eller K), värmeöverföringsyta (m 2 ) och värmegenomgångstal U (W/m 2 K). U är en kombination av flera olika värmemotstånd, vilket illustreras i figur 4.6. 4.1.2 ärmeväxlarens dimensioner: MTD ( log mean temperature difference ) metoden ärmeväxlarens prestanda beror på hur mycket överföringsyta A (m 2 ) som behövs för en viss värmeöverföringshastighet Q (J/s = W). För ett litet tubavsnitt dx (med diameter D) fås värmeöverföringen δq enligt se också figur 4.4 ovan: Q U (TH - TC ) da, with,for this geometry / med,för denna geometri da D dx while / medan T -T constant / konstant H C (4-4) The MTD (log mean temperature differrence) method for HE dimensioning is based on a suitable average value < T> for the temperature difference T, which varies with position along the heat transfer surface A. With an average value <U> for U this gives an averaging expression: MTD (dvs. logaritmisk medeltemperaturskillnad)-metoden för dimensionering av vv baserar sig på ett lämpligt medelvärde < T> för temperatur-skillnaden T, som varierar med positionen längs med värmeöveföringsytan A. Med medelvärdet <U> för U fås ett approximativt uttryck: Q U A T (4-5) With the assumption that U constant, linearisation may be used, with T 1 = (T H,i - T C,o ) at position 1 and T 2 = (T H,o -T C,i ) at position 2 as in Fig. 4.4: Om det kan antas att U konstant, kan en linearisering göras sådan att T 1 = (T H.i T C,o ) vid position 1 och T 2 = (T H.o T C,i ) vid position 2 i figur 4.4: T T this gives / detta ger H with/med δq U C T T(x) T T T H C da Q U A T defining the log-mean value T lm. For a single-pass counter-flow HE the design value U A then follows from U A =Q / T lm. However, in process practice most HEs are not of this ideal, simple type, having several shell passes and tube passes, as In Figs. 4-1 and 4-2. lm x δq " " Q with / med T T Q δq A U T T T lm C H T T T ln T vilket definierar det logaritmiska medelvärdet T lm. För motsrömsfallet med enkelt lopp gäller således att designvärdet U A ges enligt U A = Q / T lm. I verkliga processtillämpningar är ändå sällan så här simpla och ideala, utan såväl mantel- som tubsidan tenderar att (4-6) 4-5

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes Fig. 4.7 F korrigeringsfaktorer för några värmeväxlare ( ) tub-mantel med 1 mantelopp och 2,4,6,... tublopp ( ) tub-mantel med 2 mantelopp och 2,4,6,8... tublopp F correction factors for several heat exchangers: ( )Shell-and-tube with 1 shell pass and 2,4,6, 8,... tubes passes, ( ) Shell-and-tube with 2 shell passes and 2,4,6,8, tubes pass (T06) For these designs a correction factor F is applied using the heat balance expression Q U A F T to the analysis given above for a singlepass counter-flow HE. The F correction factor that accounts for a less good performance compared to a simple counter-flow HE is found from design graphs as in Fig. 4.7. For an economically feasible design F > 0.75. 4.2 Condensers and evaporators The heat transfer that involves condensation, evaporation or other phase transitions may involve very large heat effects, as for example heat or enthalpy of condensation, H cond is typically quite large compared to enthalpy differences without phase change c p. T or c p.dt. This will receive more attention in Chapter 5, section 4. lm göra flera lopp genom värmeväxlaren, så som i figurerna 4.1 och 4.2. För denna typ av design används en korrigeringsfaktor F för värmebalansen ur ovanstående analys, så att uttrycket tar formen Q U A (4-7) F T lm Korrektionsfaktorer F, som beaktar en sämre prestanda jämfört med en enkel motströmsvärmeväxlare fås ur designgrafer som de i figur 4.7. För en ekonomiskt hållbar design gäller att F > 0,75. 4.2 Kondensorer och förångare ärmeöverföring som medför kondensation, förångning eller andra fasövergångar kan innebära stora värmeeffekter, eftersom kondenseringsvärmet (eller -entalpin) H kond typiskt är ganska stor i jämförelse med entalpiförändringar utan fasövergång c p T eller c p dt. Mera uppmärksamhet kommer att fästas vid detta i kapitel 5, avsnitt 4. 4-6

4.2.1 Condensers 4.2.1 Kondensorer Condensers are used to liquify vapours; the condensation heat (or latent heat ) is absorbed by a coolant (often water). Usually shell-and-tube condensers are used ( plate-and-frame units may show vapor leakage), with four main types: Horizontal with condensation on the outside of the tubes ertical with condensation on the outside of the tubes Horizontal with condensation on the inside of the tubes ertical with condensation on the inside of the tubes Most used is the first of these; for condensation at a high pressure or temperature, or for corrosive vapor the last listed is used. (The other two are more typically used in evaporators.) Also used are socalled contact condensers where coolant and vapor are mixed and leave the condenser as a single stream. Fig. 4.8 (left-hand) gives an example of an industrial condenser. Kondensorer används för att kondensera ånga till vätska, så att kondenseringsvärmet (äv. latent värme) absorberas av ett kylmedium, ofta vatten. Shell-and-tube värmeväxlare används ofta (vid användning av plattvärmeväxlare kan läckage uppstå), i form av fyra huvud-typer: Horisontala med kondensering på tubernas yttre sida ertikala med kondensering på tubernas yttre sida Horisontala med kondensering på tubernas inre sida ertikala med kondensering på tubernas inre sida Den första av dessa förekommer mest allmänt, medan för kondensering under höga tryck eller temperaturer, eller av korrosiva gaser, används den sista. (De två återstående används främst i förångare.) Också förekommande är anläggningar där ångan och kylmediet kommer i direkt kontakt, dvs. de blandas och lämnar kondensorn i en och samma ström. Fig. 4.8 En ångkondensor ( ) och en återkokare för en distillationsprocess ( ) A steam condenser ( ) and a reboiler for a distillation process ( ) http://www.answers.com/topic/surface-condenser-1 http://en.citizendium.org/wiki/reboiler 4.2.2 Evaporators Evaporators are used to concentrate a solution of a non-volatile solute and a volatile solvent (in most cases the solvent is water). One application is to produce a slurry of crystals in a saturated mother liquid. A very important application is as reboiler for partial evaporation of distillation column bottom liquid. Figur 4.8. (t.v.) ger ett exempel på en industriell kondensor. 4.2.2 Förångare/Evaporatorer Förångare används för att koncentrera ett icke-flyktigt ämne upplöst i ett flyktigt lösningsmedel, det senare oftast vatten. En tillämpning är produktion av ett slam av kristaller i en mättad moderlösning. En 4-7

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes Most common are (low pressure) steam-heated vertical-tube evaporators, with the boiling liquid inside the tubes under a moderate vacuum. The boiling liquid may run upwards or downwards. To reduce equipment size, often a drum is added for vapor / liquid separation. Fig. 4.8 (right-hand) gives an example of an evaporator used as (partial) reboiler for the bottoms product of a continuous distillation process. mycket viktig tillämpning är återkokaren för partiell förångning av bottenvätskan i en destillationskolumn. Den vanligaste förångartypen är (lågtrycks-) ångvärmda förångare med vertikala tuber. Den kokande vätskan hålls i tuberna under ett moderat vakuum och kan rinna såväl uppåt som nedåt. För att minska apparatens storlek används ofta en separat trumma för att separera ånga från vätska. Figur 4.8. (t.h.) visar ett exempel på en förångare, som används som (partiell) återkokare för bottenprodukterna ur en destillationsprocess. 4.3 Heat exchanger efficiency, heat exchanger selection 4.3.1 Irreversibility, effectiveness Referring to the discussion on irreversibility and entropy production in Chapter 3 the efficiency of a heat exchange process is briefly addressed here. 1st aw (of Thermodynamics) analysis leads to heat in = heat out (including heat losses to the environment) and can give information mainly on the need for performance of heat insulation. 4.3 ärmeväxlares prestanda, val av värmeväxlare 4.3.1 Irreversibilitet, verkningsgrad För diskussionen om irreversibilitet och entropigenerering refereras läsaren till kapitel 3. Här berörs värmeväxlarens prestanda, eller effektivitet, endast ytligt. Av termodynamikens första huvudsats följer att värme in = värme ut (inkluderande värmeförluster till omgivningen), vilket i huvudsak ger information om behovet av värmeisoleringens prestanda.. Q 1. Q 2 T = T 1 T = T 2 Fig. 4.9 ärmeöverföring i en värmeväxlare Heat transfer in a heat exchanger In a simple steady-state heat transfer process heat is transported from medium 1 to medium 2 by conduction through a material separating them. Temperature T 1 > temperature T 2, and thermodynamic analysis gives: Q T S Energy balance / energibalansen Q Q Entropy balance / entropibalansen Q T T S Q Q gen T T T T T gen 4-8 I en simpel värmeöverföring i fortfarighetstillstånd transporteras värme från medium 1 till medium 2, via konduktion genom ett material som skiljer medierna åt. Då temperatur T 1 > temperatur T 2, ger en termodynamisk analys: (4-8)

This shows that Ṡ gen is large for large temperature differences (T 1 -T 2 ) and low temperatures T 1 and T 2 : for an energy efficient heat exchange large temperature differences and/or low temperatures should be avoided. Heat exhanger efficiency (2nd aw) analysis shows that the temperature difference between the flows (or with the flow, for only one medium flowing) should be as small as possible (but too small T requires much surface A!). This shows why counter-current heat exchangers perform much better than co-current heat exchangers. Ideally, the flows aquire each others temperature: the exergy losses will then be zero. (But there is no driving force for heat transfer then!) For this, the heat capacity rates ṁ c p for the the hot (H) and cold (C) streams should be equal: ṁ C c pc = ṁ H c ph (see eq. 4-2). This is also a requirement for a high effectiveness, ε, of the heat exchanger which depends on the ratio (ṁ C c pc ) / (ṁ H c ph ). The effectiveness of a given heat exchanger can be defined as (for cold stream C and hot stream H ) C C pc Detta visar att Ṡ gen är stor för stora temperaturskillnader (T 1 -T 2 ) och låga temperaturer. För en energieffektiv värmeöverföring bör således stora temperaturskillnader och/eller låga temperaturer undvikas. Analys av värmeväxlarens prestanda (andra huvudsatsen) visar att temperaturskillnaden mellan flödena (eller med flödet, för endast ett strömmande medium) bör vara så liten som möjligt (men ett för litet T kräver stor yta A!). Detta förklarar varför motströms-värmeväxlare presterar mycket bättre än medströmsmodellen. Under ideala förhållanden skulle flödena anta varandras temperaturer, utan exergiförluster. (Men då existerar ingen drivande kraft för värmeöverföringen!) För att detta ska ske måste värmekapacitetsflödena för de varma (H) och kalla (C) strömmarna vara sinsemellan lika: ṁ C c p,c = ṁ H c p,h (se ekv. 4-2). Detta är också ett krav för hög verkningsgrad ε för värmeväxlaren, vilket beror på förhållandet (ṁ C c p,c / ṁ H c p,h ). erkningsgraden för en värmeväxlare kan ges som (för en kall ström C och en varm ström H ) Q ε Q C T C T C C H H Q where / där max with heat capacity rates / med värmekapacitetsgrader C m c and / och C m c H H ph (4-9) which compares the actual heat transfer Q with the maximum possible, Q max, for the given geometry and material flows. Defining the minimum and maximum heat capacity rates C min and C max as C min{m c, m c } and min C pc H ph / vilket jämför den verkliga värmeöverföringen Q med det teoretiska maximet Q max för de givna materieflödena och geometrin. i definierar de minimala och maximala värmekapacitetsflödena som och Cmax max{m C cpc, m H cph } (4-10) This gives Q max C min (T H,in Detta ger - T C, in ) (4-11) since T is largest for small C = ṁ c p, which follows from the fact that the maximum possible temperature change in any of the fluid flows would be (T H,in T C,in ) see Fig. 4.10. (If the cold flow has the smaller heat capacity rate, C C < C H then maximum Q requires T c,out = T H,in ; if the eftersom T är störst för små C = ṁ c p, vilket följer av det faktum att den största möjliga temperaturförändringen i någondera fluiden är (T H.in T C.in ) se figur 4.10. (Om den kalla strömmen har det mindre värmekapacitetsflödet, C C < C H så kräver ett maximalt Q att T C.ut = T H.in ; om varma 4-9

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes Fig. 4.10 Temperaturprofiler i en motströmsvärmeväxlare Temperature profiles in a counterflow heat exchanger (T06) warmer flow has the smaller heat capacity strömmen har det mindre rate C C > C H then maximum Q requires värmekapacitetsflödet, C C > C H så kräver T H,out = T C,in.) ett maximalt Q att T H.ut = T C.in ). The so-called ε-ntu method relates Den så kallade ε-ntu metoden the effectiveness of a HE to the number of transfer units NTU of the heat transfer relaterar en värmeväxlares verkningsgrad till dess number of transfer units NTU och process and the ratio of the heat capacity förhållandet mellan värmekapacitetsflödena, rates C*, defined as: definierat som: U A Cmin NTU and / och C* Cmin Cmax (4-12) (A transfer unit can be visualised for a simple counter-flow HE as a distance (En transfer unit eller överföringsenhet kan, för en enkel motströms-värmeväxlare Fig. 4.11 erkningsgrad för medström ( ) och motström ( ) enkelrör och tub-mantelvärmeväxlare med ett ( ) och 2,4,6,8,... mantellopp ( ) samt tublopp i multiplier av 2. Effectiveness for parallel flow ( ) and counter flow ( ) single tube and typical shell-and-tube heat exchangers with ( ) one and ( ) 2,4,6,8, shell passes and a multiple of 2 tube passes (T06) 4-10

of the heat exchanger tubings where T C (x+ ) = T H (x) along axis x. It gives the distance between two points at thermal equilibrium (i.e. same temperature); the value for NTU tells into many of such distances the HE can be divided. Total heat exchange surface A π D NTU for round tubes.) For an existing heat exchanger the combination of geometry, flows and specific heats of the flows gives the effectiveness. Relations that give ε = f(ntu, C min, C*, geometry etc.) can be found in tables, but also diagrams can be used. Examples of these are given in Fig. 4.11 for parallel flow, counter-flow and several shell-and-tubes HEs. Alternatively, mathematical expressions can be used as as given in Table 4.1 for the cases in Fig. 4.11. (Similar relations for other configurations can be found in the literature.) visualiseras som ett avstånd i tubdelen där T C (x+ ) = T H (x) i x-axelns riktning. Detta ger avståndet mellan två punkter i termisk jämvikt (dvs samma temperatur). NTU värdet anger hur många sådana delar värmeväxlaren kan indelas i. För runda tuber gäller att A π D NTU.) För en existerande värmeväxlare fås verkningsgraden ur en kombination av geometri, flöden och specifika värmekapaciteter. Sambanden som ger ε = f(ntu, C min, C*, geometri etc.) hittas i tabeller, men även i diagram som de i figur 4.11 för medström, motström och flertalet tub- och mantelvärmeväxlare. Alternativt kan man använda sig av matematiska uttryck av den typ som finns i tabell 4.1, för fallen som beskrivs i figur 4.11. (I litteraturen hittas även liknande uttryck för övriga konfigurationer.) Tab. 4.1 Uttryck for verkningsgrad, ε, för några värmeväxlare Effectiveness, ε, relations for several heat exchangers (KJ05) A comparison of the possible configurations shows that a counter-flow HE always has the highest effectiveness while a parallel flow HE always gives the lowest. En jämförelse av möjliga konfigurationer visar att en motströms vv alltid ger den högsta verkningsgraden, medan modeller med parallellt flöde alltid ger den lägsta. 4-11

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes 4.3.2 Heat exchanger selection The final choice for a certain design or purchase is based on three main things: The value U A; for a given value for the overall heat transfer coefficient U, the heat exchange area A determines the diameter d, length and number n of tubes needed The pressure drop of the flows through the device (which means an energy penalty) The economics of material costs, footprint, heat losses, etc. Note: fouling has an effect not only on U but also on operation and maintenance costs. As mentioned, the heat effects of phase transitions (boiling / condensing) can be quite large and for a pure substance take place at a constant temperature. As a result, values for U can be very high see Chapter 5. 4.3.2 al av värmeväxlare Det slutliga valet av värmeväxlardesign baserar sig i huvudsak på tre faktorer: ärdet U A: För ett givet värde på värmegenomgångstalet U, bestämmer värmeöverföringsytan A diametern d, längden och antalet tuber som krävs. Flödenas tryckfall över anläggningen (vilket innebär energiförluster) De ekonomiska aspektera av material, utrymme, värmeförluster etc. Observera att beläggningar på värmöverföringsytor inte bara påverkar U, utan också underhållskostnaderna. ärmeeffekterna vid fasövergångar (kokning/kondensering) kan som bekant vara ganska stora, och sker för rena ämnen vid konstant temperatur. Som en följd kan U-värdena bli väldigt höga se kapitel 5. 4.4 Power production 4.4.1 Power and heat production technology Power production (which can also be referred to as electricity production) is typically accomplished in a thermal power plant that also generates heat. Dictated by the 2 nd aw of Thermodynamics in most cases this heat is lost and transferred to the environment as cooling heat. In Finland and in several other countries, however, much of this heat is recovered and used for industrial or residential heating purposes using district heating systems. While the conversion of fuel energy into power is typically less than 40% - for reasons explained in Chapter 3 - values above 80% can be achieved in so-called combined heat and power (CHP) systems. Note that besides district heating, also district cooling is a possibility 1 ; producing 4.4 Elproduktion 4.4.1 Kraft- och värmeproduktionsteknologi Elproduktion, eller mera allmänt: kraftproduktion, utförs typiskt i ett värmekraftverk, som också genererar värme. Som en följd av termodynamikens andra huvudsats, går denna värme i de flesta fall förlorad till omgivningen som kylförluster. I Finland och flera andra länder tas dock denna värme tillvara, både för industriellt bruk och för fjärrvärme. Trots att omvandlingen av bränslens energi till elektricitet typiskt ligger under 40% - av orsaker som framgår i kapitel 3 kan värden över 80% uppnås i s.k. kraftvärmevärk (inte att förväxlas med värmekraftverk). Observera också att, förutom fjärrvärme, är också fjärrkyla en realiserbar möjlighet. 2 Produktion av el, värme och kyla går under namnet trigenerering. 1 See for example J. Söderman et al. Kylmä+ Design and operation of integrated cooling and heating systems in regions and buildings, ÅA Heat Engineering aboratory report 2006-3. 2 Se t. ex. J. Söderman et al. Kylmä+ Design and operation of integrated cooling and heating systems in regions and buildings, ÅA Heat Engineering aboratory report 2006-3 4-12

power, heating and cooling is known as tri-generation. Note that power production is known to and referred to by many as energy production : terminology that is in conflict with the aws of Thermodynamics. What is known as the energy crisis is in fact impossible since energy cannot be produced, consumed or destroyed. The problem referred to is in fact an entropy crisis : human activities in ineffícient processes result in excessive entropy production, for example by degrading the chemical energy in fuels to heat at the temperature of the ambient environment. Unfortunately, entropy and the 2nd aw of Thermodynamics are too complex for many, and exergy analysis and other methods based on the 2nd aw are only slowly gaining ground. Inefficient processes, especially those that contain a heat-to-power conversion step are still being designed, taken into use and improved (i.e. made somewhat less inefficient), although abolishment and replacement of these by advanced, less wasteful energy technologies should be the way to proceed. The most widely used methods for large-scale power (and heat) production are: Combustion of fuel (or waste) in a furnace production of steam in a boiler production of electricity in a steam turbine + generator Combustion of fuel in an engine a) production of electricity in a steam Observera att kraftproduktion ofta felaktigt kallas energiproduktion, en term som är i konflikt med de termodynamiska lagarna. Det som allmänt betecknas energikrisen är en omöjlighet, eftersom energi inte kan förstöras, produceras eller konsumeras. Problemet som avses är de facto en entropikris : mänsklig aktivitet i form av ineffektiva processer resulterar i en överdriven entropigenerering, till exempel genom att omvandla den kemiska energin i bränslen till värme, vid omgivningens temperatur. Tyvärr är koncepten entropi och termodynamikens andra huvudsats för komplicerade för många, och exergianalys och andra metoder baserade på andra huvudsatsen vinner terräng mycket långsamt. Ineffektiva processer, i synnerhet sådana som involverar konvertering av värme till el, blir fortfarande designade, tagna i bruk och förbättrade (dvs. de görs litet mindre ineffektiva), trots att avskaffning och ersättning med avancerad och effektiv teknologi borde vara vägen framåt. De vanligaste metoderna för effekt/kraft- (och värme-) produktion i stor skala är idag: Förbränning av bränsle (eller avfall) i förbränningsugn ångproduktion i en ångpanna elproduktion i ångturbin + generator Bränsleförbränning i en motor a) elproduktion i ångturbin + generator, eller b) fordon i rörelse Fig. 4.12 Energiomvandling i en jetmotor, en bränslecell och ett kondenskraftverk Energy conversion in a jet engine, a fuel cell and a condensing power plant 4-13

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes turbine + generator, or b) motion of a vehicle Combustion of fuel in a gas turbine production of electricity in generator Nuclear (fission) reaction in a nuclear reactor steam production production of electricity in a steam turbine + generator Combustion (oxidation) of fuel in a fuel cell direct conversion of chemical energy into electricity A few of these are illustrated by Fig. 4.12. More recent and more efficicient technologies do not involve the use of a fuel (fossil or biomass) but rely on alternative energy sources that are more sustainable and are less hard hit by the 2nd aw of Thermodynamics: Height differences in (large) rivers or between lakes, or tidal water level differences production of electricity in a turbine + generator in a hydropower station Solar radiation energy conversion into heat ( hot water) and/or electricity, using a photovoltaic convertor Kinetic energy of wind production of electricity in a wind turbine A few of these are illustrated by Fig. 4.13. Bränsleförbränning i gasturbin elproduktion i generator Fission i en kärnreaktor ångproduktion elproduktion i ångturbin + generator Förbränning (oxidation) av ett bränsle i en bränslecell direkt konvertering av kemisk energi till elektricitet I figur 4.12 illustreras några av dessa. Nyare och effektivare teknologi innebär inte användning av bränslen, utan bygger på alternativa energikällor, som är mera hållbara och inte lika hårt utsatta av termodynamikens andra huvudsats: Höjdskillnader i (stora) floder eller mellan sjöar, eller tidvattnets nivåskillnader elproduktion i en turbin + generator i ett vattenkraftverk Strålningsenergi från solen omvandling till värme ( varmt vatten) och/eller el med solceller. indens kinetiska energi elproduktion i vindturbin Några av dessa illustreras i figur 4.13. Fig. 4.13 attenkraft, vindenergi, solenergi Hydro-power, wind energy, solar energy. Sustainable should not be confused with renewable. For example, processing biomass into fuel is increasingly considered non-sustainable, although the energy crop or other raw material source may be renewable. For more detail on exergy analysis, more energy-efficient processing and sustainable, renewable energy see ÅA course 424304 Process engineering thermodynamics, and new course 424517 New energy technologies. Hållbar ska här inte förväxlas med förnybar. Exempelvis börjar förädlingen av biomassa till bränsle alltmer anses ohållbar, trots att energiskog och dylika råmaterialskällor må vara förnybara. För mera detaljerad inblick i exergianalys, energieffektiva processer, samt hållbar, förnybar energi: se ÅA kurs 424304 Process engineering thermodynamics, och nya kursen 424517 Nya energiteknologier. 4-14

Furnace sv: ugn Boiler sv: ångpanna Superheater sv: överhettare Steam sv: ånga Economiser sv: ekonomiser Flue gas sv: rökgas Air preheater sv: luftförvärmare Fuel sv: bränsle Boiler water sv: pannvatten Ambient air sv: uteluft Fig. 4.14 En kondenskraftverk och dess värmeväxlare A condensing power plant and its heat exchangers (after / efter ÖS96) 4.4.2 Condensing power plant Around 70% of the currently generated electricity used worldwide is produced in fossil fuel-fired thermal power plants. In most cases these are coal-fired and make use of a steam cycle in what is known as a condensing power plant. This cycle is referred to as the Rankine cycle (see also Fig. 3.34) and the behaviour of water and steam in this cycle will be the subject of the next sections. A schematic lay-out of the flows in a condensing power plant pointing out especially the many heat exchange processes involved is shown in Fig. 4.14. A Rankine cycle is shown with some more detail in Fig. 4.15, where besides 4.4.2 Kondenskraftverk För tillfället produceras omkring 70 % av världens elektricitet i värmekraftverk drivna med fossila bränslen. Oftast är dessa koleldade och använder sig av cirkulerande ånga, i så kallade kondenskraftverk. Denna cirkulation bär namnet Rankinecykeln (se också figur 3.34) och vattnets och ångans uppträdande i denna cykel kommer att behandlas i följande stycken. En schematisk layout över flödena i ett kondenskraftverk visas i figur 4.14 och framhäver framförallt de många värmeöverföringsprocesserna som ingår. En Rankinecykel visas i mera ingående detalj i figur 4.15 där, förutom Fig. 4.15 Rankine kretslopp och vatten/ångakupolen i T.s diagrammet Rankine cycle and water / steam dome in a T,s diagram (KJ05) 4-15

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes furnace / boiler / steam generator a complex structure of several steam turbine expansion stages and, also, stepwise water heating is seen. Essential for calculations on energy inputs and outputs and dimensioning of the units (prior to a more detailed design) is an understanding of the thermodynamics of steam, liquid water and mixtures of these. That can be described by the liquid-vapor dome for water / steam as can be projected in p, (or T,s) diagrams (or listed in tables). värmepanna / boiler/ ångpanna, finns att betrakta en komplex struktur av expansionssteg i ångturbinen och stegvis vattenuppvärmning. En förståelse för ångans, vattnets och deras blandningars termodynamik är väsentlig för beräkningar med energiinput och -output, samt dimensionering av anläggningen (före en mera detaljerad design). Den kan beskrivas av vätske/gaskupolen (mättnadslinjen) för vatten/ånga, vilket kan projiceras i ett p,- (eller T,s-) diagram (eller listas i tabeller). 4.5 Steam properties; Steam processes 4.5.1 Properties of water The vaporisation and condensation of water and steam in a cycling process can be analysed from its pure substance (H 2 O) properties as given in a p,v,t diagram, or more conventiently, p,v or p,t projections from this (see also section 3.3.1). For water a p,v,t; a p,v and a p,t diagram are given in Fig. 4.16. It shows the characteristic negative slope of the melting line (as a consequence of which ice floats on water, making life on earth as we know it possible!), the critical point at +374.15 C, 22.12 MPa and the triple point at +0.01 C, 0.6113 kpa. (Below the triple point / triple line no liquid can exist). 4.5.2 Condensation of a gas When cooled to low enough temperatures, gases condense into liquids. For analysing 4.5 Ångans egenskaper, ångprocesser 4.5.1 attnets egenskaper Förångning och kondensering av vatten och ånga i omlopp kan analyseras utgående från det rena ämnets (H 2 O) egenskaper så som de ges i p,v,tdiagram, eller bekvämare i p,v- eller p,tprojiceringar av sådana (se också avsnitt 3.3.1). Ett p,v,t; ett p,v och ett p,t-diagram för vatten visas i figur 4.16. Den åskådliggör den karakteristiska smältlinjens negativa lutning (som en följd av vilken is flyter på vatten och möjliggör liv på jorden!), den kritiska punkten vid +374,15 C, 22,12 MPa och trippelpunkten vid +0,01 C, 0,6113 kpa (under trippel punkten/-linjen kan ingen vätska existera). 4.5.2 Gasers kondensering Under tillräckligt låga temperaturer kondenserar gaser till vätskor. För analys Fig. 4.16 p,v,t; p,t och p,v diagrammen för vatten p,v,t; p,t och p,v diagrams for water (KJ05) 4-16

Fig. 4.17 (a) (f) Nedkylning av en gas vid konstant tryck (a) (f) Cooling of a gas at constant pressure (KJ05) what happens when a gas (for example, steam) is cooled at constant pressure, consider steps (a) through (f) in Fig. 4.17. In this cooling process, liquid droplets start to form at point C in the T, v diagram where a so-called saturated vapour exists. Further cooling along CDE, the condensation line, gives a two-phase mixture (droplets in gas / bubbles in liquid, i.e. wet steam ) until at point E a socalled saturated liquid is obtained. The first droplet occurs in the gas at point C; the last bubble disappears from the liquid condensate at point E. The states along line C-A (and beyond A) are referred to as superheated vapour, while the states along line E-F (and beyond) are referred to as subcooled (or compressed) liquid, as illustrated by Fig. 4.18 (left-hand). av händelseförloppet när en gas (t.ex. ånga) kyls under konstant tryck, betrakta steg (a) till (f) i figur 4.17. I den här kylprocessen börjar vätskedroppar formas vid punkt C i T,vdiagramet där en så kallad mättad ånga existerar. Ytterligare nedkylning längs kondenseringslinjen CDE ger en tvåfasblandning (droppar i gas/ bubblor i vätska, dvs. våt ånga ) fram till punkt E där så kallad mättad vätska fås. De första dropparna i gasen uppstår i punkten C; den sista bubblan försvinner i punkten E. Tillstånden längs linjen C-A (och förbi A) kallas överhettad ånga, medan tillstånden längs linjen E-F (och vidare) kallas underkyld (eller komprimerad) vätska, enligt vad som illustreras i figur 4.18 (t.v.). Fig. 4.18 Kondensering vid konstant tryck ( ) och två isobarer ( ) Condensation at constant pressure ( ) and two isobars ( ) (KJ05) For the given pressure, the temperature is constant for the line section C-D-E which is known as the saturation temperature or För ett givet tryck, är temperaturen konstant längs linjen C-D-E, vilket kallas mättningstemperatur eller helt enkelt 4-17

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes simply boiling point for that pressure. Fig. 4.18 (right-hand) shows the isobar lines A- C-E-F for a given pressure, compared to similar isobar A -C -E -F for a higher pressure with a higher saturation temperature (or boiling point). Note also that with higher pressures the condensation line C -E is shorter than C-E, covering a smaller range for specific volume, v (v = 1/density, unit m 3 /kg), for lower values for v, i.e. higher densities. kokpunkt för det trycket. Figur 4.18 (t.h.) visar isobarerlinjerna A-C-E-F för ett givet tryck, jämfört med motsvarande isobar A - C -E -F för ett högre tryck med en högre mättningstemperatur (eller kokpunkt). Observera också att vid ett högre tryck är kondenseringslinjen C -E kortare än C-E, och täcker ett kortare intervall av den specifika volymen v (v = 1/densitet, enhet m 3 /kg), för lägre värden på v, dvs. högre densiteter. Fig. 4.19 ätske - ånga kupolen eller mättnadslinjen The liquid - vapour dome (KJ05) As shown in Fig. 4.19, connecting for different pressures the saturation points for the gas (C, C, C,...) gives the saturated vapour line; similarly the saturation points for the liquid (E, E, E,..) give the saturated liquid line. These lines come together at the critical point, on what is called the liquid-vapour dome. The region under this dome is referred to as the saturated liquid-vapour region. In Fig. 4.19 the critical point (the end of the boiling line in a p,t diagram) occurs as the top of the liquid-vapour dome. The isobar curve through this point is known as critical isobar, and the isotherm through the critical point in a p,v diagram is the critical isotherm - see Fig. 4.20. Som figur 4.19 visar, utgör ångans mättnadspunkter (C, C, C,...) för olika tryck ångans mättnadslinje, liksom mättnadspunkterna för vätskan (E, E, E,...) ger vätksans mättnadslinje. Dessa linjer kommer samman i den kritiska punkten och bildar en fullständig mättnadslinje (eng. liquid-vapour dome p.g.a sitt distinkta utseende). Under linjen förekommer mättad vätske-ångblanding. I figur 4.19 finns den kritiska punkten (ändan av vätske-gaslinjen i ett p,tdiagram) på toppen av mättnadslinjen. Isobaren genom denna punkt kallas kritisk isobar och motsvarande isoterm i ett p,vdiagram kallas kritiskt isoterm se figur 4.20. Fig. 4.20 Kritiska isobaren ( ) och mättninglinjen i p,v diagrammet ( ) The critical isobar ( ) and the liquid-vapour dome in the p,v diagram ( ) (KJ05) 4-18

4.5.3 Mixture quality Under the liquid-vapour dome, a twophase mixture exists; the quality, x, of this mixture is defined as the mass fraction vapour (i.e. gas) in the gas/liquid mixture: " f" x m gas gas m liquid from german This is further explained in Fig. 4.21 (lefthand): the value for x at point B (or C) is equal to the ratio of the lengths of line sections AB/AD (or AC/AD). For point A (saturated liquid), x = 0; for point D (saturated gas) x = 1. m / m m m 4.5.3 Blandningskvalitet Under mättnadslinjen förekommer en tvåfasblandning. Blandningens kvalitet x definieras som ångans (gasens) massfraktion i gas-vätskeblandningen: från tyskans mg m m g f " flüssig" ) (4-13) Detta förklaras ytterligare i figur 4.21 (t.v.): värdet för x i punkten B (eller C) är lika med förhållandet mellan linjeavsnittens längder AB/AD (eller AC/AD). För punkt A (mättad vätska) gäller således x = 0 och för punkt D (mättad gas) x = 1. Fig. 4.21 Blandningskvalitet x för vatten/ånga Mixture quality x for water/steam (KJ05) http://www2.cemr.wvu.edu/~smirnov/mae320/figs/f3-8.jpg Note that x is a thermodynamic state property, like p, T, v, u, h, s etc. With specific volume v = /m (m 3 /kg) (equal to 1/density) it is found for x: Notera att x är en termodynamisk tillståndsstorhet, liksom p, T, v, u, h etc. För en specifik volym v = /m = 1/ρ (m 3 /kg) gäller för x: v m v m v total total total v Note the shorthand v fg for v g - v f, or v. For a system with total mass m of a substance with internal energy u = U/m, enthalpy h = H/m and entropy s = S/m the or with / eller med m m ( 1 x) v v ; f v,v g : v v ; v x v m m ( 1 x) v and f / och total m m v v v mtotal mtotal v v v v x v v v v v f x vg x v v Observera beteckningen v fg för v g v f och analogt för v. För ett system med den totala massan m av ett ämne med inre energi u = U/m, entalpi h = H/m och g f v v v fg (4-14) f 4-19

4. ärmeväxlare, ånga, ångprocesser v.2009/13 Heat exchangers, steam, steam processes value for the mixture in the two phase region can be calculated likewise: entropi s = S/m kan värdet för blandningen beräknas på liknande sätt: mg x m m or / eller : u (1- x) u u (1- x) u f g v v v v v v f x v v g x u x h v v x s v f u u u u u uf u u or / eller or or g f / eller / eller h h h h h hf h h g f s sf s s h (1- x) h h (1- x) h s (1- x) s s (1- x) s s s s s g f f f f x u x h x s g g g (4-15) Data for water/steam saturation points for a given pressure (i.e. boiling temperature), or vapour pressure for a given temperature can be found in Tables such as in Table 4.2. Data för vatten/ånga mättnadspunkter vid ett givet tryck (t.ex. koktemperatur), eller ångtryck för en given temperatur, påträffas i tabeller som tabell 4.2. Tab. 4.2 Mättningsdata för vatten / vattenånga Saturation data for water / steam (ÇB98) Alternatively, expressions can be used; saturation values for water/steam can be approximated within 1 % error in pressure p (kpa) or temperature T( C) using (ÖS96): Alternativt kan formler användas. Mättningsvärden för vatten/ånga kan approximeras med 1 % nogrannhet för tryck p (kpa) och temperatur T( C) med (ÖS96): p T sat sat 11. 78 ( T( C) 99. 64) ( kpa) 100 exp ( T( C) 230) 3883. 16 ( C) 230 16. 3852 ln (p ( kpa)) (4-16) The concept of mixture quality is of great use for energy balance calculations that involve the complete or partial condensa- Begreppet blandningskvalitet kommer väl till hands vid energibalansberäkningar som inkluderar fullständig eller partiell 4-20