Claude系统 Linde- Hampson系统是利用焦耳-汤姆逊膨胀来获得温降的, 而 Claude系统是利用气体绝热膨胀,即使气体进入膨胀机膨胀并 对外作功获得大的温降及冷量 1工作过程及性能指标的计算 工作过程 1902年法国的 Claude首先实现了带有活塞式膨胀机的空气液 化循环,其流程图及T-s图如图所示。 1 64s7 6 T B 图3-16 Claude系统的流程图及T-s图 lkg温度T1、压力p(点1′)的空气,经压缩机K等温压 缩到p2(点2),并经换热器I冷却至T3(点3)后分成两部分: 一部分V恕的空气进入膨胀机E膨胀到p1(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以预冷高压 空气;另一部分Vn=(1-kg的空气经换热器Ⅱ、Ⅲ冷至温度Ts (点5)后,经节流阀节流到pi(点6),获得yk液体,其余(h-y) kg饱和蒸气返流经各换热器冷却高压空气
Claude 系统 Linde-Hampson 系统是利用焦耳-汤姆逊膨胀来获得温降的, 而 Claude 系统是利用气体绝热膨胀，即使气体进入膨胀机膨胀并 对外作功获得大的温降及冷量。 1 工作过程及性能指标的计算 工作过程 1902 年法国的 Claude 首先实现了带有活塞式膨胀机的空气液 化循环，其流程图及 T-s 图如图所示。 图 3-16 Claude 系统的流程图及 T-s 图 1kg 温度 T1、压力 p1（点 1′）的空气，经压缩机 K 等温压 缩到 p2（点 2），并经换热器 I 冷却至 T3（点 3）后分成两部分： 一部分 Ve kg 的空气进入膨胀机 E 膨胀到 p1（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 以预冷高压 空气；另一部分 (1 ) Vth = −Ve kg 的空气经换热器 II、III 冷至温度 T5 （点 5）后，经节流阀节流到 p1(点 6)，获得 pr y kg 液体，其余（ th pr V − y ） kg 饱和蒸气返流经各换热器冷却高压空气
性能指标的计算 设系统的跑冷损失为q3;不完全热交换损失为q2。由图中 ABCD热力系统的热平衡方程式得 h2+veh4+g3=ypr ho+veh,+(1-yor )h, (3.52) (1-yor)(h,,) (3.53) 所以h2+h4+q3=ymh+1h3+(1-ypm)-2(354) 从而可求得实际液化系数 (h-h2)+(-h)-(q2+q1)-Mh+1(h-h) h1-h0 (kg/kg加工空气) (3.55) 循环的单位制冷量 qm=ym(4-h)=Mh2+(2-h)-(kJ/kg加工空气)(3.56 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3-4线;实际上由于气体在膨胀机中流动时存在多种能量损 失;外界的热量也不可避免地要传入,因此膨胀机的实际膨胀过 程是有熵增的过程,如图中的3-4线所示。 衡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,称为膨胀机的绝热效率(n),它可用膨胀中膨胀气体实际焓 降与等熵膨胀焓降之比来表示,即 7 一h鸟-h (3.57) h,-h4s Ah 因此式(3-55)、(3-56)亦可写为 M+VM,7,-2q (kgkg加工空气) (3.58) hi-ho
性能指标的计算 设系统的跑冷损失为 3 q ；不完全热交换损失为 q2 。由图中 ABCD 热力系统的热平衡方程式得 2 4 3 0 3 1 h +Ve h + q = y prh +Ve h + (1− y pr )h （3.52） 因 (1 )( ) 1 / q2 = − y pr h1 − h （3.53） 所以 2 / 2 4 3 0 3 1 h +Ve h + q = y prh +Ve h + (1− y pr )h − q （3.54） 从而可求得实际液化系数 0 / 1 3 4 0 / 1 2 3 4 2 3 / 1 ( ) ( ) ( ) ( ) 2 h h h V h h q h h h h V h h q q y T e e p r − − + − − = − − + − − + = （kg/kg 加工空气） （3.55） 循环的单位制冷量 q pr = y pr (h − h0 ) = −hT +Ve (h3 − h4 ) −q / 0, 1 2 （kJ/kg 加工空气） （3.56） 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 s 3 − 4 线；实际上由于气体在膨胀机中流动时存在多种能量损 失；外界的热量也不可避免地要传入，因此膨胀机的实际膨胀过 程是有熵增的过程，如图中的 3 − 4 线所示。 衡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，称为膨胀机的绝热效率（ s ），它可用膨胀中膨胀气体实际焓 降与等熵膨胀焓降之比来表示，即 s s s h h h h h h h − = − − = 3 4 3 4 3 4 （3.57） 因此式（3-55）、（3-56）亦可写为 0 / 1 2 h h h V h q y T e s s pr − − + − = （kg/kg 加工空气） (3.58)
q0m=-Mh2+V△hn-xq(kJ/kg加工空气) (3.59) 将式(3.58)、(3.59)与式(339)、(340)比较可以看出, Claude循环比 Linde-Hampson循环的实际液化系数和单位制冷量 大。在 Claude循环中,制冷量主要由膨胀机产生,其次为等温节 流效应 Claude循环消耗的功应为压缩机消耗的功与膨胀回收的功之 差,即 RT m2/B-Mhnn(kJ/kg加工空气)(360) 式中n——膨胀机的机械效率。 由式(3.58)及(360)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p2、进入膨胀机的气量v以及 进膨胀机的高压空气温度73不仅影响循环的性能指标ν、qm、 r等,还将影响系统中换热器的工况,下面分别进行讨论。 循环性能指标与主要参数的关系 当p2与T不变时,增大膨胀量Ⅴ,膨胀机产冷量随之增大, 循环制冷量及液化系数相应增加。但过分增大,去节流阀的气 量太少,会导致冷量过剩,使换热器Ⅱ偏离正常工况。 当Ve与T3一定时,提高高压压力p2,等温节流效应和膨胀 机的单位制冷量均增大,液化系数增加。但过分提高p2,会造成 冷量过剩,冷损增大,并因冷量浪费而使能耗增大。 当p2与V一定时,提高膨胀前温度T3,膨胀机的焓降即单 位制冷量增大,膨胀后气体的温度T4也同时提高,而节流部分的 高压空气出换热器Ⅱ的温度(T8)和T4有关,若T3太高,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。 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参数之间是相互制约关系
q0, pr = −hT 2 +Vehs s − q （kJ/kg 加工空气） (3.59) 将式（3.58）、（3.59）与式（3.39）、（3.40）比较可以看出， Claude 循环比 Linde-Hampson 循环的实际液化系数和单位制冷量 大。在 Claude 循环中，制冷量主要由膨胀机产生，其次为等温节 流效应。 Claude 循环消耗的功应为压缩机消耗的功与膨胀回收的功之 差，即 e s s m T pr Inp p V h RT w = 2 / 1 − （kJ/kg 加工空气） （3.60） 式中 m——膨胀机的机械效率。 由式（3.58）及（3.60）即可求出制取 1kg 液空所需的单位能耗 wo, pr。 分析以上各式可知，高压压力 p2、进入膨胀机的气量 Ve 以及 进膨胀机的高压空气温度 T3 不仅影响循环的性能指标 pr y 、qo, pr 、 wpr 等，还将影响系统中换热器的工况，下面分别进行讨论。 循环性能指标与主要参数的关系 当 p2 与 T3 不变时，增大膨胀量 Ve，膨胀机产冷量随之增大， 循环制冷量及液化系数相应增加。但 Ve 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 偏离正常工况。 当 Ve 与 T3 一定时，提高高压压力 p2，等温节流效应和膨胀 机的单位制冷量均增大，液化系数增加。但过分提高 p2，会造成 冷量过剩，冷损增大，并因冷量浪费而使能耗增大。 当 p2 与 Ve 一定时，提高膨胀前温度 T3，膨胀机的焓降即单 位制冷量增大，膨胀后气体的温度 T4 也同时提高，而节流部分的 高压空气出换热器 II 的温度（T8）和 T4 有关，若 T3 太高，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。 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参数之间是相互制约关系
因此在确定循环系数时几个因素要同时加以考虑,才能得到最佳 值 图3-17示出制取1kg液空时n2、V及vnp的关系曲线。曲线 是在换热器I、Ⅱ热端温差为10K,跑冷损失q3=8.37kJ/kg加工空 气,压缩机等温效率η=06,膨胀机绝热效率η=07,膨胀机机械 效率n=07,膨胀后压力p1=98kPa的情况工作出的。从图可以看 出,在 Claude空气液化循环中,p2值较高和节流量Vi值较小时 单位能耗较低 图3-18示出 Claude空气液化循环中最佳的膨胀前温度T3及 节流量V与高压压力p2的关系曲线。作图条件与图3-17相同。 16 5 4321 6 5 2 010203040506070809 Vk(Kg/Kg加工空气 1—2=20x103PaⅡP2=10x103kPa-P2=6x103kPa IV--P2=4x10kPa v--P2=3x10kPa VI--P2=2x10kPc 图 Claude空气液化循环的n2,与vm关系曲线
因此在确定循环系数时几个因素要同时加以考虑，才能得到最佳 值。 图 3-17 示出制取 1kg 液空时 2 p 、Vth 及 wo, pr 的关系曲线。曲线 是在换热器 I、II 热端温差为 10K，跑冷损失 q3=8.37 kJ/kg 加工空 气，压缩机等温效率 T = 0.6 ，膨胀机绝热效率 s = 0.7 ，膨胀机机械 效率 m = 0.7 ，膨胀后压力 p1=98 kPa 的情况工作出的。从图可以看 出，在 Claude 空气液化循环中，p2 值较高和节流量 Vth 值较小时 单位能耗较低。 图 3-18 示出 Claude 空气液化循环中最佳的膨胀前温度 T3 及 节流量 Vth 与高压压力 p2 的关系曲线。作图条件与图 3-17 相同。 图 Claude 空气液化循环的 p2 ， Vth 与 wo, pr 关系曲线
03 270 0.1 图最佳膨胀机进气温度T3和节流量Vm与高压p2关系曲线 Claude循环中换热器的温度工况及参数计算 选择 Claude液化循环参数时,不仅需要从循环的能量平衡考 虑,还需要满足换热器正常换热工况的要求。正常换热工况是指 在换热器任一截面上热气体与冷气体之间的温差必须为正值,且 温差分布比较合理,最小温差Δ7m不低于某一定值(通常为3~5K) 2]。冷、热气体间的最小温差可能发生在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 现在讨论影响换热器温度工况的因素。图3-19表示 Claude循 环的第Ⅱ换热器。p2压力的正流空气量为Vhkg,进、出口温度为 T3、Ts,在换热器某一段正流空气的平均比热为cn2;p1压力的返 流空气为(1-y)kg,进、出口温度为T4、T,某一段返流气的平 均比热为cl。若不考虑跑冷损失,在换热器热端至任一截面b-b 区域的热平衡方程式为 h(73-Th2)cp2=(1-y)(7。-7n)Cp (3.61) 式中7、Tn-—为b-b截面上返流与正流空气的温度 令 y 式(361)可转换为 73-7n2=Br2(1o-7)
图 最佳膨胀机进气温度 T3 和节流量 Vth 与高压 p2 关系曲线 Claude 循环中换热器的温度工况及参数计算 选择 Claude 液化循环参数时，不仅需要从循环的能量平衡考 虑，还需要满足换热器正常换热工况的要求。正常换热工况是指 在换热器任一截面上热气体与冷气体之间的温差必须为正值，且 温差分布比较合理，最小温差 Tmin 不低于某一定值（通常为 3~5K） [2 ]。冷、热气体间的最小温差可能发生在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。 现在讨论影响换热器温度工况的因素。图 3-19 表示 Claude 循 环的第 II 换热器。p2 压力的正流空气量为 Vth kg，进、出口温度为 T3、T8，在换热器某一段正流空气的平均比热为 cp2；p1 压力的返 流空气为（ 1− y ）kg，进、出口温度为 T4、T9，某一段返流气的平 均比热为 cp1。若不考虑跑冷损失，在换热器热端至任一截面 b—b 区域的热平衡方程式为 3 2 2 9 1 1 ( ) (1 )( ) th bp p bp p V T −T c = − y T −T c （3.61） 式中 Tbp1、Tbp2—— 为 b-b 截面上返流与正流空气的温度。 令 Vth − y = 1 ， 2 1 p p c c c r = 式（3.61）可转换为 ( ) 3 bp2 c T9 Tbp1 T −T = r −
因而 Tm2-m=T3-(7-7m)-m=(T-T,)+(1-BbT-m)(362) 从式(362)可以看出,换热器任一截面的温差(rm2-7如)与 热端温差(T3-T。)[若从冷端列热平衡方程则与冷端温差(g T4)]、气流流量比β及气流平均比热比rε有关,亦即和循环参数 的选择有关。对于 Claude液化循环,由于部分加工空气V进膨胀 机,因而在气体分流后的换热器Ⅱ中,正流空气量减少,若返流 气与正流气流量比β值较大,可能出现正流空气过冷,使冷、热气 流之间的温差减小。若循环参数选择不当,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“负温差” 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,已经不能正常地进行工作。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。 图3-19 Claude循环的第I换热器示意图 应指出,实际计算 Claude液化循环还要复杂一些,因为必须 先确定最佳的膨胀前温度。为此需要将液化系数y和单位能耗ar 与不同膨胀前温度的关系画成特性曲线,根据这个曲线就可以确 定最佳膨胀前温度T3。 以下的讨论是在假定点3、点8的温度以及热端温差ΔT确定的条件下进行的。 换热器的温度工况可以用热量-温度图(G№-T图)表示。该图可以反映出气流沿 换热器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。在GMh-T图 中,纵坐标的物理含乂是以换热器热端焓值为基准,一定质量流量的气体在不同温差条
因而 ( ) ( ) (1 )( ) b p2 b p1 3 c 9 b p1 b p1 3 9 c T9 Tb p1 T −T = T − r T −T −T = T −T + − r − （3.62） 从式（3.62）可以看出，换热器任一截面的温差（ Tbp2 −Tbp1 ）与 热端温差（T3—T9）[若从冷端列热平衡方程则与冷端温差（T8— T4）]、气流流量比 及气流平均比热比 rc 有关，亦即和循环参数 的选择有关。对于 Claude 液化循环，由于部分加工空气 Ve 进膨胀 机，因而在气体分流后的换热器 II 中，正流空气量减少，若返流 气与正流气流量比 值较大，可能出现正流空气过冷，使冷、热气 流之间的温差减小。若循环参数选择不当，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“负温差” 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，已经不能正常地进行工作。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。 图 3-19 Claude 循环的第 II 换热器示意图 应指出，实际计算 Claude 液化循环还要复杂一些，因为必须 先确定最佳的膨胀前温度。为此需要将液化系数 pr y 和单位能耗 wo, pr 与不同膨胀前温度的关系画成特性曲线，根据这个曲线就可以确 定最佳膨胀前温度 T3 。 以下的讨论是在假定点 3、点 8 的温度以及热端温差 Th 确定的条件下进行的。 换热器的温度工况可以用热量-温度图（ Gh −T 图）表示。该图可以反映出气流沿 换热器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。在 Gh −T 图 中，纵坐标的物理含义是以换热器热端焓值为基准，一定质量流量的气体在不同温差条
件下的换热量。图中绘出了两条单位质量基准换热量曲线 qo =y dT (3.63) ap2=y(T)=CPdt (364) gn1、qn的形状决定于气体的热力性质 对于低压空气因cn约为常数,故qn=w)近似为直线; 对于高压空气比热为温度的函数,故qn2=x(7)为曲线。 实际应用中,基准换热量曲线的形状决定于气体的热力气体性质及所选取的温度区间和 工作压力,此处仅是定性分析说明。 若过点9可作qn2=(7)曲线的切线9d,切点为b。自点b作横坐标的垂线bp, 与qn=v(7)线交于点l。线段b表示1kg高压气体从T3冷却到T所放出的热量;线段 ψ则表示在b-—b截面出现零温差时从Tb加热到T所吸收的热量。换热器不计跑冷损 失时,由b-b截面至热端区域内热平衡方程为 op 因此 y (365) (b) 图3-20换热器的GM-T图
件下的换热量。图中绘出了两条单位质量基准换热量曲线： = = 9 1 1 1 ( ) T T p p p q T c dT （3.63） = = 3 2 2 2 ( ) T T p p p q T c dT (3.64) p1 q 、 p2 q 的形状决定于气体的热力性质。 对于低压空气因 p1 c 约为常数，故 ( ) qp1 = T 近似为直线； 对于高压空气比热为温度的函数，故 ( ) qp2 = T 为曲线。 实际应用中，基准换热量曲线的形状决定于气体的热力气体性质及所选取的温度区间和 工作压力，此处仅是定性分析说明。 若过点 9 可作 ( ) qp2 = T 曲线的切线 9 d ，切点为 b。自点 b 作横坐标的垂线 b p ， 与 ( ) qp1 = T 线交于点 l。线段 bp 表示 1kg 高压气体从 T3 冷却到 Tb 所放出的热量；线段 lp 则表示在 b—b 截面出现零温差时从 Tb 加热到 T9 所吸收的热量。换热器不计跑冷损 失时，由 b—b 截面至热端区域内热平衡方程为 Vth bp = (1− y)lp 因此 lP bP V y th = − = 1 （3.65） ( a ) (b) 图 3-20 换热器的 Gh −T 图
设计换热器时,由切点b向右作平行横坐标的线段,取 bn=ΔT≥A7,得点n;从点n引横坐标的垂线丌,则从换热器b b截面至热端区域内高压气体放出的热量为v可f,低压气体吸收 的热量为(-y)mf。不计冷损时,则 V,nf =(1-y)mf 所以= (3.66) 联接点9与点n,其延长线与过q2=(7)曲线上点8的水平线 相交于e,由热平衡可知点e温度即为p和△T条件下的T4。直线 9线与qn2=y(m)曲线之间的水平线段即为此时换热器各截面上的 温差,以便进行温度校核 在一定条件下,9的延长线与q2=()曲线的交点e会出现在 点8的左边,如图3-20b所示,这时T>78,即在冷端出现负温差, 此时换热器的最小温差在冷端,需由点8向右作平行于横坐标的 线段,取84=△7m,得点4,作点4作垂线与qm=(7)直线交于点g, 则B=44/g4。此时换热器各截面的温差为9线与qn=y(7)曲线间水 平线的距离 用上述方法在GM-7图上图解求得β值, 则ym=1-BFm=1-B(-V) (367) 将上式代入式(5-58),经整理可得 =B(h-h)-(h2-h)-2q (368) B(hi-ho)-Ah, n 将求出的v再代入式(5-67),得到ym
设计换热器时，由切点 b 向右作平行横坐标的线段，取 bn = Tcon Tmin ，得点 n；从点 n 引横坐标的垂线 nf ，则从换热器 b —b 截面至热端区域内高压气体放出的热量为 V nf th ，低压气体吸收 的热量为 (1− y)mf 。不计冷损时，则 V nf y mf th = (1− ) 所以 mf nf = （3.66） 联接点 9 与点 n，其延长线与过 ( ) qp2 = T 曲线上点 8 的水平线 相交于 e，由热平衡可知点 e 温度即为 和 Tcon 条件下的 T4。直线 9e 线与 ( ) qp2 = T 曲线之间的水平线段即为此时换热器各截面上的 温差，以便进行温度校核。 在一定条件下， 9n 的延长线与 ( ) qp2 = T 曲线的交点 e 会出现在 点 8 的左边，如图 3-20b 所示，这时 Te>T8，即在冷端出现负温差， 此时换热器的最小温差在冷端，需由点 8 向右作平行于横坐标的 线段，取 84 = Tmin ，得点 4，作点 4 作垂线与 ( ) qp1 = T 直线交于点 g， 则 = 44/ g4 。此时换热器各截面的温差为 94 线与 ( ) qp2 = T 曲线间水 平线的距离。 用上述方法在 Gh −T 图上图解求得 值， 则 1 1 (1 ) pr Vth Ve y = − = − − （3.67） 将上式代入式（5-58），经整理可得 s s e h h h h h h h q V − − − − − − = ( ) ( ) ( ) 0 / 1 0 2 0 / 1 （3.68） 将求出的 Ve 再代入式（5-67），得到 pr y
或者,将=y代入式(558),即可得 B(h1-h)+(月-1)Mh,7,- (369) B(hi-ho)-Ah,n 然后由B值求出y,再求Ve。 现在采用 Claude循环的空气液化装置一般不设置第Ⅲ换热 器,其GM-7图如图3-21所示。点a表示膨胀前空气状态(已知 温度Ta)。假设出换热器Ⅱ的低压返流空气温度为T(点b),则 在换热器Ⅱ中Ikg返流空气传出的冷量是qo=ad。为了使高压空气 冷却到接近于返流空气的温度(通常取温差5K),必须使低压返 流空气量与高压空气量的比值等于些,即B=2或B=c。求出B值 后,就可从式(368)及式(367)算出T(或V)和yn值。既 然返流空气离开换热器Ⅱ的温度Tb不知道,因此不得不先假定返 流空气量等于全部空气量进行上述初步计算。这样求出的T和 y是第一次近似值。知道υ后就能比较准确地确定 qn1=w()=cn(-y)M直线的位置,重新求得Vh和ym值,所得的值 已有足够的准确度,不必进行第二次校正。 AT=5° 换热器II d
或者，将 pr th y V − = 1 代入式（5-58），即可得 s s s s pr h h h h h h q y − − − + − − = ( ) ( ) ( 1) 0 / 1 0 / 1 （3.69） 然后由 值求出 pr y ，再求 Ve。 现在采用 Claude 循环的空气液化装置一般不设置第Ⅲ换热 器，其 Gh −T 图如图 3-21 所示。点 a 表示膨胀前空气状态（已知 温度 Ta）。假设出换热器 II 的低压返流空气温度为 Tb（点 b），则 在换热器 II 中 1kg 返流空气传出的冷量是 q0= cd 。为了使高压空气 冷却到接近于返流空气的温度（通常取温差 5K），必须使低压返 流空气量与高压空气量的比值等于 cd de ，即 cd de = 或 th pr V − y = 1 。求出 值 后，就可从式（3.68）及式（3.67）算出 Vth（或 Ve）和 pr y 值。既 然返流空气离开换热器 II 的温度 Tb 不知道，因此不得不先假定返 流空气量等于全部空气量进行上述初步计算。这样求出的 Vth 和 pr y 是 第 一 次 近 似 值 。 知 道 pr y 后 就 能 比 较 准 确 地 确 定 = = − b c T T qp (T) c p1 (1 y)dT / 1 直线的位置，重新求得 Vth 和 pr y 值，所得的值 已有足够的准确度，不必进行第二次校正
图3-21确定 Claude循环的节流空气量 Claude空气液化循环应用于中、小型空分装置,一般压力范 围为(1.5~40)×10kPa,采用活塞式或透平膨胀机,带有预冷 的 Claude循环可使制冷量增大,单位能耗降低,由于冷量充足可 以获得更多液态产品,一般用于生产液氧、液氮的装置。 例题4 试计算 claude空气液化循环的实际液化系数yp及单位能耗W"。pm,已知条件如下:高压压力 P2=6000Px:膨胀后的空气为干饱和空气,压力p=600kPa;低压压力p1=100Pa(它们 分别对应与液化系统相连的精馏塔的下塔和上塔压力):环境温度T=303K,换热器Ⅰ热端温差 △Th=5K;膨胀机绝热效率n=0.65,机械效率7m=0.8,压缩机等温效率nr=06:跑冷和 不完全热交换损失之和∑q=11.54/kg加工空气 解:首先确定膨胀前空气的温度(写3),为此,在空气的h-s图上(如例图1a所示,从p=600kPa 的等压线与干饱和蒸汽线的交点4引水平线,任意截取线段4b,过点b作4b的垂线,取线段bd使 其符合hb=-n=0 的关系。4d线与P2=6000Pa的等压线交于点3,点3即为膨胀 1-7,0.35 前的状态。由图求得膨胀前空气温度73=183K ass 555 180K /1s0K 20K lkg 09006kg 83A=11s818K 例图1 在GM-T图上作P2=6000FPa、1kg空气的qn2=y(7)曲线和n1=100kPa
图 3-21 确定 Claude 循环的节流空气量 Claude 空气液化循环应用于中、小型空分装置，一般压力范 围为（1.5~4.0）×103kPa，采用活塞式或透平膨胀机，带有预冷 的 Claude 循环可使制冷量增大，单位能耗降低，由于冷量充足可 以获得更多液态产品，一般用于生产液氧、液氮的装置。 例题 4 试计算 claude 空气液化循环的实际液化系数 pr y 及单位能耗 wo, pr ，已知条件如下：高压压力 p2 = 6000kPa ；膨胀后的空气为干饱和空气，压力 p 600kPa / = ；低压压力 p1 =100kPa （它们 分别对应与液化系统相连的精馏塔的下塔和上塔压力）；环境温度 T = 303K ，换热器Ⅰ热端温差 Th = 5K ；膨胀机绝热效率 s = 0.65 ，机械效率 m = 0.8 ，压缩机等温效率 T = 0.6 ；跑冷和 不完全热交换损失之和 q =11.5kJ / kg 加工空气。 解：首先确定膨胀前空气的温度（ T3 ），为此，在空气的 h − s 图上（如例图 1a 所示），从 p 600kPa / = 的等压线与干饱和蒸汽线的交点 4 引水平线，任意截取线段 4b ，过点 b 作 4b 的垂线，取线段 bd 使 其符合 bd / bc ＝ s s 1− ＝ 0.35 0.65 的关系。 4d 线与 p2 = 6000kPa 的等压线交于点 3，点 3 即为膨胀 前的状态。由图求得膨胀前空气温度 T3 = 183K 。 (a) (b) 例图 1 在 Gh −T 图上作 p2 = 6000kPa、1kg 空气的 ( ) qp2 = T 曲线和 p1 =100kPa 1kg 空