CC BY
28
Розвиток дослиджень компресорних теп-ловикористальних машин пов'язаний з вико-ристанням робочог речовини R744. Розроблено новi схемно-цикловi ршення з регенеращ-ею тепла в прямому та зворотному циклах машини, за перехресного теплообмту в циклах. Визначення енергетичног досконалостi прийнятих ршень з одночасним розв'язанням задач енергозбереження здшснено енергетич-ним та ексергетичним методами термодина-мiчного аналiзу
Ключовi слова: тепловикористальна ком-пресорна холодильна машина, регенеращя тепла, R744, термодинамiчний аналiз, ексер-
гетична ефективтсть
□-□
Развитие исследований компрессорных теплоиспользующихмашин связано с использованием рабочего вещества R744. Разработаны новые схемно-цикловыерешения с регенерацией тепла в прямом и обратном циклах машины, при перекрестном теплообмене в циклах. Определение энергетического совершенства принятых решений с одновременным решением задач энергосбережения выполнено энергетическим и эксергетическим методами термодинамического анализа
Ключевые слова: теплоиспользующая компрессорная холодильная машина, регененера-ция тепла, R744, термодинамический анализ, эксергетическая эффективность
УДК 621.574
|DOI: 10.15587/1729-4061.2016.59470|
АНАЛ1З СХЕМНИХ Р1ШЕНЬ КОМПРЕСОРНОТ ТЕПЛОВИКОРИСТАЛЬНОТ ХОЛОДИЛЬНОТ МАШИНИ З R744
Л. I. Морозюк
Доктор техычних наук, доцент Кафедра холодильних машин, установок i кондицювання пов^ря* E-mail: lara.morozyuk@mail.ru С. В. Гайдук Кандидат техшчних наук, асистент, завщувач лабораторш кафедри Кафедра холодильних установок i кондицювання пов^ря* E-mail: gayduck.sergei@yandex.ua Б. Г. Г руд ка Астрант
Кафедра крюгенноТ техшки* E-mail: bogdangennadievich@gmail.com *1нститут холоду, крютехнолопй та екоенергетики iM. В. С. Мартиновського Одеська нацюнальна академiя харчових технолопй вул. Дворянська, 1/3, м. Одеса, УкраТна, 62026
1. Вступ
Енергоперетворювальш системи вщповщно до ос-таннього корисного ефекту под^яються на три групи: тепловi машини, холодильн машини та тепловi насоси (рис. 1). Тепловi машини перетворюють первинну теплову енерпю в електричну, мехашчну й теплову. Корисним ефектом холодильно! машини е отримання холоду рiзного температурного потенщалу, теплового насосу - отримання тепла рiзного температурного потенщалу.
Отримати два останш корисш ефекти можливо, але «необходимо совершить компенсирующий процесс, благодаря которому суммарная энтропия веществ, участвующих во всех процессах оставалась бы, по крайней мере, неизменной» [1]. Другий закон термоди-намжи не визначае характеру компенсуючого процесу, тому для його здшснення можна використовувати будь-який корисний ефект теплово! машини: електричну, мехашчну та теплову енерпю. Зрозум^о, холодильш машини та тепловi насоси завжди пов'язанш з тепловими машинами. Проаналiзуемо цей зв'язок з огляду робочих речовин, як здшснюють у« процеси.
Варiант перший - теплова та холодильна машина (тепловий насос) працюють а рiзними робочими ре-човинами. У цьому випадку здшснюеться мехашчний
компенсуючий процес, а машини мають назву - ком-пресорш.
Варiант другий - теплова та холодильна машина (тепловий насос) мають едину робочу речовину - низь-кокиплячу (чисту або сумш) згщно умов холодильно! машини (теплового насоса). При цьому здшснюеться комплексний термодинамiчний цикл, який склада-еться з двох взаемопов'язаних простих - прямого (теплова машина) i зворотного (холодильна машина). Таю машини отримали назву - тепловикористальних.
Усередиш свого класу машини под^яються на групи за компенсуючим процесом. Мехашчний компенсу-ючий процес, в якому мехашчна робота розширення в прямому циклi безпосередньо передаеться на стиснен-ня в зворотному, асощюе з механiчним компресором, а машина мае назву компресорна тепловикористальна.
Тепловикористальш холодильнi машини мають сторiчну iсторiю, iхнi шляхи розвитку були досить складними i суперечливими у рiзнi часи становлен-ня холодильно! техшки. Компресорш машини з'яви-лися останнiми в класифiкацiйнiй груш. Теоре-тичнi та експериментальнi дослщження почалися в 50-х роках минулого столггтя реалiзацiею циклу Чи-стякова-Плотшкова на низькокиплячих робочих речо-винах з використанням турботехшки в агрегап «тур-бша-компресор».
©
Рис. 1. Взаемозв'язок теплових i холодильних машин
Загальш результати дослiдно-конструкторських та експериментальних дослщжень оприлюдненi в робот [2-5], якi стали останньою заключною науковою iнформацieю в област компресорних тепловикори-стальних машин за щлою низкою рiзних обставин. На-уково-дослiднi роботи в цьому напрямку припинеш.
Однieю з причин з'явилася заборона на вiдомi ро-бочi речовини холодильноï технiки. Ситуацiя на ринку робочих речовин виявилася досить складною, пропо-нуються до використання маловивчеш в науковому планi робочi речовини. Повернення до дослщження компресорних машин спонукали авторiв до розгляду R744 (дюксиду вуглецю) у якостi робочоï речовини нового поколiння тепловикористальних машин. Тим б^ьше, що R744 в даний час е одним з найб^ьш затре-буваних робочих речовин в енергетищ та холодильнiй техшщ [6-10]. В роботi [6] фiрми GEA та BOCK шфор-мують спецiалiстiв щодо конструкцiй компресорiв з R744. В робот [7] йдеться про теоретичш дослiдження комбiнованих установок (енергетичних та холодильних) як елементв моб^ьних систем. Роботу [8] при-свячено 100-рiччю холодильноï техшки i впливу R744 на ïï розвиток. Технологiï пiдiгрiвання води тепловими насосами з R744 розглянуто в робой [9]. Тепловi насоси з циклом у надкритичнш област R744 та устат-кування для використання тепла, що выводиться, презентован в роботi [10].
2. Аналiз лiтературних даних та постановка проблеми
Науково-техшчна iнформацiя щодо використання Я744 в якостi робочо1 речовини в холодильнш технiцi та енергетицi та створення нового поколшня машин присутня в роботах останшх 15 роюв.
Реалiзовано енергетичнi до критичний [11, 12] та надкритичний цикли Брайтона [13, 14]. Машини, як працюють за циклом Брайтона, використовуються а атомних електростанщях. Результати дослiджень показали високу ефектившсть в порiвняннi з ана-логiчними циклами Ренкiна [15]. Широко вiдомi каскаднi холодильнi машини для отримання низьких температур на рiвнi -110...-30 оС з Я744 як у верхньо-му каскада так i в нижньому [16, 17], одноступеневi парокомпресорнi машини з процесами у надкритичнш област розглянуто у щлому рядi робгг. Напри-клад, в роботi [18] запропоновано до використання
поршневий детандер як розширювальний пристрiй з високим ККД. Комерцшш холодильнi машини роз-глядаються з промiжним холодоносieм Я744 в роботi [19], а робота [20] присвячена питанням впроваджен-ня холодильних машин з Я744 в системи тригенера-цii з акумулящею енергii. Аналiз схемно-циклових рiшень парокомпресорних машин з Я744, якi працюють у надкритичнш области проведено в робой [21]. Теоретичним дослщженням надкритичних циклiв з Я744 в системах супермаркетв присвячено роботу [22]. Робота [23] - оглядова для надкритичних циклiв холодильних машин та теплових насоав. Системи кондищювання повиря на транспортi презентованi в [7]. В у«х вказаних машинах привщ компресора здiйснюеться вiд електродвигуна та в транспортних - вщ турбши, яка працюе вiд вихлопних газiв. Про практичну реалiзацiю Я744 в тепловикористальних машинах або створення схемно-циклового рь шення подiбноi машини iнформацii немае. Системи тригенерацп, у яких одним iз елементв е теплови-користальна холодильна машина, з компресорними машинами у техшчнш лiтературi не розглянутi.
З 2010 року в Одеськш державнiй академп холоду (ОНАХТ, Украiна) на кафедрi холодильних машин i установок було проведено дослщження, в результатi якого запропоновано схемно-циклове ршення ком-пресорноi тепловикористальноi холодильноi машини з Я744 в якостi робочоi речовини [24]. Термодинамiч-ний аналiз iз залученням Першого та Другого закошв (енергетичний та ексергетичний аналiз дiйсних ци-клiв) довiв, що створене нове схемно-циклове ршення може мати практичну реалiзацiю й конкуренто спро-можне з шнуючими тепловикористальними машинами, сорбцшними та ежекторними [25].
З огляду на удосконалення та тдвищення енер-гетичноi ефективностi запропонованоi тепловикори-стальноi компресорноi машини з розгалуженою мож-ливiстю утилiзацii або використання самостшного джерела тепла з будь-яким температурним потен-цiалом, продовжуються дослiдження нових схем та циклiв.
Важливе значення в розвитку енергетичноi стратеги мае регенерацiя тепла, яка тдвищуе енергетичну ефективнiсть енергоперетворювальних систем. Реге-нерацiя тепла в прямому циклi зменшуе кiлькiсть тепла, пiдведеного вщ зовнiшнього високопотенцш-ного джерела, або створюе запас тепла для додатковоi реалiзацii його в циклi. Регенеращя тепла в зворотно-му циклi сприяе пiдвищенню холодопродуктивностi машини i експлуатацiйноi надiйностi компресора [26].
Враховуючи кориснi властивостi регенерацii тепла в енергоперетворювальних системах, оцшимо мож-ливост ii використання в схемно-цикловому ршенш тепловикористальноi холодильноi машини з Я744 в якостi робочоi речовини.
3. Мета та завдання дослщження
Метою дослщження е синтез та аналiз схемно-ци-клових рiшень компресорних тепловикористальних машин з Я744 з регенеращею тепла для створення високоефективних енергоперетворювальних систем на засадах енергозбереження та екологiчноi безпеки.
Для досягнення поставлено! мети необхщно розв'я-зати таю завдання:
- зд1йснити синтез схемних ршень з регенеращею тепла в прямому та зворотному циклах;
- провести ана.из впливу окремих схемних р1шень регенерацп тепла на температурний режим роботи машини в щлому;
- розвинути енергетичний та ексергетичний мето-ди термодинам1чного ана.гпзу нових схемно-циклових р1шень;
- показати на приклад! використання термодина-м1чних метод1в ана.гпзу для оцшки енергетично! доско-налост1 цик.гпв з регенеращею тепла.
4. Синтез схемно циклових рннень
4.1. Принципова схема тепловикористалыкй'холо-дильно! машини
В газовому нагр1вач1 (ГН) 11744 за високим тиском нагр1ваеться зовшшшм високопотенщйним джерелом тепла (рис. 2) [24]. 3 високою температурою розши-рюеться в турб1ш (Т) до середнього тиску. Отримана робота витрачаеться в компресор1 (КМ) та насои (Н).
Пара низького тиску з випарника (В) стискаеться в компресор1 (КМ) до середнього тиску.
гн
де И - ента льшя робочо! речовини у вщповщних точках циклу.
Ад1абатна робота розширення в турбш!
\ут =Ь6-Ь7, кДж/кг.
Д1йсна робота турбши
\уТд = (Ь6-Ь7)-Г|т = \¥т-г|т, кДж/кг,
де Г|т - коефвдент корисно! ди турбши. Ад1абатна робота насосу
\ун = Ь5-Ь3, кДж/кг.
Д1йсна робота насосу
^^Ьз-М/'Пн^н/'Пн. кДж/кг,
де Г|н - коефвдент корисно! дп насоса.
Ад1абатна робота стиснення в компресор1
'№км=112-Ь1, кДж/кг.
Д1йсна робота компресора
^мд=(Ь2-Ь1)/г1км =
= ^км/11км, кДж/кг,
(2)
(3)
(4)
(5)
(6)
(7)
де Г|км - коефщент корисно! дп компресора. Теплове навантаження випарника
Яо = Ь4 -Ь4, кДж/кг.
(8)
Теплове навантаження газового охолод-жувача в зворотному цикл!
Чгозв = 112-Ь3, кДж/кг.
О)
Теплове навантаження газового охолод-жувача в прямому цикл!
Чгопр=117-113, кДж/кг.
(10)
Рис. 2. Принципова схема та цикл компресорно! тепловикористально! холодильноТ машини: ГН — газовий нагр1вач; КМ — компресор; ГО — газовий охолоджувач; КД — конденсатор; В — випарник; ДР — дросель; Т — турбша; Н — насос
Два потоки пари середнього тиску зм1шуються, охо-лоджуються або конденсуються (ГО або КД) шляхом вщведення тепла в навколишне середовигце. Шсля кон-денсацп (охолодження) потоки розподшяються. Один поступав в насос (Н) а другий - в дросельний вентиль (ДВ).
Процес отримання холоду реа.гпзуються в випарни-ку при теплообм1ш з охолоджуваним об'ектом.
Енергетичний ана.гпз - визначення коеф!щенту перетворення енергп в цикл! - СОР. Метод базуеться на першому закош термодинамжи [26, 27].
Математичну модель ана.изу побудовано за таким алгоритмом:
Питом/ характеристики циклу: Теплове навантаження газового нагр1вача
Загальш характеристики елемент'ш машини
Масова витрата робочо! речовини в зворотному цикл!
Мив = й„А„, кг/с, (И)
де ()0 - холодопродуктившсть машини. Баланс роботи машини
Мапр х (Ь6 - Ь7) х г|ег - Мапр х
х((Ь5-Ь3)/т1ед)-Маэвх((Ь2-Ь1)/т1ед) = 0, (12)
де М „, М
апр ' :
- масов1 витрати робочо! речовини в прямому та зворотному циклах вщповщно, кг/с.
Масова витрата робочо! речовини в прямому цикл! з балансу (12)
КЛ^-МАед)
Чгн^б"!^, кДж/кг,
(1)
Мапр =
1- (Ь з- Ь 5+ г|ег ■ г|ед ■ Ь6 - г|ег ■ Г|ед ■ Ь7)) / г|ед)
,кг/с, (13)
де пед, Пег - коефiцiент корисно! дп електродвигуна та електрогенератора.
Потужнiсть турбши: - на валу (без електрогенератора)
Wт = Мапр ■ wт,кВт;
- на виходi з електрогенератора WTeг = Wт Пег., кВт.
Потужшсть насоса: - без електродвигуна
Wн = Мапр ■ wн, кВт;
- з врахуванням втрат електродвигуна Wнед = Wн/ Пед, к Вт.
Потужнiсть компресора:
- без електродвигуна
WКМ = Мазв ■ WKM, кВт;
(14)
(15)
(16)
(17)
(18)
- з врахуванням втрат електродвигуна
^^кмед = Wкм/ Пед., кВт. (19)
Теплове навантаження газового на^вача
Цгн = Мапр ■ qrн, кВт. (20)
Коефвдент перетворення енергп СОР
СОР = Цс/а гн. (21)
Енергетичний аналiз дозволяе визначити макси-мальну ефектившсть, але не висвiтлюе ефективнiсть окремо кожного з елеменпв та взаемний вплив !х при змiнi параметрiв роботи.
Ексергетичний аналiз оц шюе термодинамiчну до-сконалiсть як окремих елеменпв, так i циклу в щлому, базуючись на другому законi термодинамiки. Мате-матичну модель такого аналiзу розроблено для схем-но-циклового ршення, що розглядаеться, вiдповiдно до нього проведено аналiз, результати опублжовано в роботi [25].
4. 2. Схема з регенеращею тепла в зворотному
ЦИКЛ1
Введемо регенеративний теплообмшник РТО1 в схему машини (рис. 3, а, б). Аналiз проведено за допо-могою циклу (рис. 3) та характеру теплових потоюв в теплообмшних апаратах, поданого в системi координат Q-t (теплове навантаження - температура), рис. 4.
Аналiз констатуе, що регенеращя тепла в зворотному циклi призводить до збшьшення питомо! холодо-продуктивност на величину Aq'0,
Aq'0 = пл.(Ь'-4-4'-а') = Ь4 -Ь4.,
(22)
Aw'км = пл(0 -1'- 2', - 2.) = (Ь2,-М - (Ь28 - (23)
За стввщношенням Aq'0/Aw'KM»1, СОР машини залишаеться без змш.
ГН
Aw'V
Тго,(кд) Т
-_-_--------1 с[
- -Т-хол Т0
що е позитивним показником для циклу. Однак збшь-шуе роботу компресора на величину Aw'км
Рис. 3. Схема та цикл машини з регенеращею тепла в зворотному цикж: а — схема; б — цикл;
РТО — регенеративний теплообмшник
Зi зниженням температури вщ Т'хол до Т"хол (р0 >р0 ) ствввдношення Aq"0/Aw"KM <1, СОР машини зменшу-еться.
Зб^ьшення роботи компресора зворотного циклу потребуе додатково! витрати робочо! речовини в прямому циклi Мапр ввдповвдно до рiвняння (12), та додат-кового пiдведення тепла в газовому на^вач!
Можна сказати, що фактично регенеращя тепла в зворотному циклi тепловикористально! холодильно! машини з Я744 не призведе до пiдвищення енергетично! ефективностi машини, що пiдтверджуе i проведений аналiз iншими дослiдниками [28]. Таке явище е наслщ-ком аномально! поведшки властивостей Я744, пов'язане з критичними явищами, якi в класичнш термодинамiцi мають назву фазового переходу другого роду.
а
Т
Т
Т
гн
т
225-, 200■ 175-150-_ 125100 ■ 7550 ■■ 25 0 ■ -25.
Газовий нагр1вач
Газовий охолоджувач
Я
Рис. 4. Тепловi потоки в машин з РТО1
При фазовому переходi другого роду спостер^а-еться змiна питомо! iзобарноi теплоемност (рис. 5) [29], коефiцiента стиснення та коефвдента теплового розширення. поверхневий натяг зникае. через це при безперервному переходi речовини перегрiвання або переохолодження неможливi [30].
72
62
: 52
о 32
22
ш 12 о
а
74 бар
75 бар
-— 76 бар
-78 бар
20 25 30 35
Температура робочо1речовшш, °С
40
Рис. 5. Залежжсть ¡зобарноТ теплоемносп 1^744 в области критично! точки за тисками 74...78 бар
4. 3. Схема з регенеращею тепла в прямому цикл1
У порiвняннi зi зворотним циклом, прямий цикл мае широкий температурний дiапазон реалiзацii ре-генерацii та певнi температурш обмеження, за яких регенерацiя тепла е неможливою.
Розглянемо температурш обмеження на викори-стання регенерацп тепла (рис. 6).
Регенеращя тепла можлива лише за наявшстю рiзницi температур At = (t7 -15) мiж потоками робочо! речовини на виходi з насоса t5 та тсля розширення в турбiннi ^ за умови At > 0 ).
Вiдповiдно можна сказати, що регенеращя тепла в прямому циклi за низьких температур гржчого дже-рела не мае практично! реалiзацii за високих - обмеження вщсутш.
Введемо в схему машини регенеративний тепло-обмiнник РTО2мiж потоками робочо! речовини тсля турбши та перед газовим на^вачем. Розглянемо вплив
регенерацп тепла на змшу циклу та схеми машини (рис. 7, а, б), та дiаграму теплових потоюв (рис. 8).
Ввдповвдно до рис. 7, б та 8 регенеращя тепла в прямому циклi призводить до зниження юлькост тепла, тдведеного в газовому на^вач^ на величну Aqгн . Ввдповвдно до рiвняння (1) зменшуеться загальна юль-кiсть пiдведеного тепла в газовому нагрiвачi AQГН при незмшному тепловому навантаженнi на випарник 00.
Регенерацiя сприяе зростанню СОР циклу
СОР = О0/ (0 гн -AQ гн).
(24)
Одночасно, завдяки регенерацп, зменшуеться те-плове навантаження на газовий охолоджувач, виникае економiя матерiальних ресурав, зв'язаних з циркуля-цiею теплоноая в газовому охолоджувачi.
Т
Рис. 6. Передумови реалiзацi! регенерацi! тепла в прямому цикл1
Aq ГН qPTO
Рис. 7. Схема та цикл машини з регенеращею тепла в прямому циклi: а — схема; б — цикл
T 225 200 175 150 125 100 75 50 25 0 -25
Газовий
Газовий
РТО
2-\—_ нагрщач_____л охолоджув_ач
Rl/ГТТЯПИТ/ГК-
Q
Рис. 8. Тепловi потоки в машин з РТО2
4. 4. Схема з перехресною регенерацieю тепла мiж циклами
1снуе cnoci6 подальшого удосконалення машини -використання перехресно! регенерацп тепла мiж потоками робочо! речовини в прямому та зворотному циклах. Розглянемо схему та цикл машини (рис. 9, а, б) та тепловi потоки в машит (рис. 10). Потж сумiшi ra3iE станом (7 та 2) в теплообмшнику РТО3 охолоджуеться потоком робочо! речовини у стан 5 тсля насосу. Як результат, температура пари на входi до газового на-^вача пiдвищуеться, що призводить до зменшення теплового навантаження на газовий на^вач.
Здiйснення подiбно'! регенерацi'! можливе за умови: температура сумiшi значно вища за температуру робочо! речовини тсля насосу. Температура газово! сумш1 залежить ввд спiввiдношення температури та витрати робочо! речовини у вщповщних циклах (стан 7 та 2). З
двох температур завжди висока тсля турбши. Температура нагттання компресора може бути високою за двох обставин: низька температурах китння у зворотному циклi (великий стутнь стиснення) або наявност в зворотному циклi регенеративного теплообмiнника РТО1 (пiдвищена температура всмоктування в ком-пресор).
В такому циклi зменшуеться юльюсть необхiдного питомого тепла, тдведеного в газовому на^вач^ на величну Aqгн, що вщповщно до рiвняння (1) призво-дить до зменшення загального теплового наванта-ження газового на^вача та зростання енергетично! ефективностi машини.
на пiдставi зроблених висновюв сформуемо схему та цикл холодильно! машини з двома теплообмшни-ками РТО1 i РТО3 (рис. 11, а, б) та дiаграму теплових потоюв в теплообмiнних апаратах (рис. 12).
а
Рис. 9. Схема та цикл машини з перехресною регенерацию тепла в РТО3: а — схема; б — цикл
Рис. 10. Теплов1 потоки в машиш з РТОз
Газовий Газовий
1_ Випарник
200-175" 150-
125-:----
100 75"
50 25 О ■■
-25------
гн
\и
з ?
др
го.кд
ш
и1
т
т
т
РН
6 \
Яш
-Адш =МаХ (Л2 -1ц )
\1С
5 г
----------- - \\ т 1 го,(кд)
шш т ■*■ ХОД
'Т„
Рис. 11. Схема та цикл машини з перехресною регенерацкю тепла РТОз та регенерацию тепла в зворотному цикл1 РТО1:
а — схема; б — цикл
Газовий Газовий О
РТОз_______|нагщв_ач___ охолоджув_аэ_Р^^^—В??_аРНИ_К__
Т 225 200 175 150 125 100 75 50 25 0 -25
Рис. 12. Тепловi потоки в машин з РТО3 i РТО2
Tеплообмiнник РТО1 забезпечуе потрiбну температуру нагнiтання в компресор^ яка повинна бути близькою до температури потоку газу тсля турбши 1 одночасно тдвищуе експлуатацiйну надшшсть ком-пресора зворотного циклу.
Такий тип регенерацii тепла зменшуе наванта-ження на газовий нагр!вач аналогiчно з схемно-ци-кловим ршенням (рис. 9). Два теплообмшника в схемi забезпечують пiдвищення СОР циклу. За-пропонована схема машини може мати практичну реал!защю.
4. 5. Алгоритм енергетичного та ексергетичного аналiзу
Для анал!зу додамо в математичш моделi додатков! залежностi.
Енергетичний аналгз.
Енергетичний баланс РТО1
де Е - ексерпя потоку робочо! речовини у вщповщних точках циклу
= Е10 - Е5, кВт
^ПР.РТО2 — М0 5
= Е11 - Е5,кВт.
^ПР.РТОЧ — М1 5
(33)
(34)
Ексергiя палива i-того теплообмiнника
ЕПР.РТО, = Е1 - Е0, кВт, (35)
ЕПР.РТО2 = Е7 - Е9, кВт, (36)
ЕПР.РТО3 =(Е7 + Е2 )-Е9, кВт. (37)
Аабсолютна деструкцiя ексергп ьтого теплообмш-
Ь1 - Ь0 = Ь3 - V Енергетичний баланс РТО2
Ь7 - Ь9 = Ь10 - V
ника
Е ^Д.РТО, = Е ^П.РТО, - ЕПР.РТО1 ,кВт, (38)
Е Д.РТО2 = Е П.РТО2 - ЕПР.РТО2, кВт, (39)
Е Д.РТО3 = Е П.РТО3 - ЕПР.РТО23 , кВт. (40)
(25)
(26)
Енергетичний баланс РТО3
Мапр■ (^7-Ь) + Мазв(Ь2 -Ь9)= Мапр ■ (Ц -Ь5), кг/с. (27) Питома холодопродуктившсть циклу з РТО1 qo = Ь -Ь4, кДж/кг. (28)
Питоме тепло, пiдведене в газовому на^вач!
- з РТО2 qгн = Ь6 -Ь10, кДж/кг, (29)
- з РТО3 qгн = Ь6 - Ь11, кДж/кг. (30)
Питоме тепло, вщведене в газовому охолоджувачi прямого циклу:
qгопр = Ь9 - ^ кДж/кг. (31)
Ексергетичний аналгз
Ексерпя продукта i-того теплообмiнника
ЕПР.РТО, = Е3 - Е8, кВт, (32)
Ексергетична ефективнiсть i-того теплообмшника
ПЕ.РТО1 = ЕПР.РТО, /ЕП.РТО,, (41)
ПЕ.РТО2 = ЕПР.РТО2 /ЕП.РТО2, (42)
ПЕ.РТО, = ЕПР.РТО, /ЕП.РТО, . (43)
5. Приклад проведення енергетичного та ексергетичного анаизу схемних ршень тепловикористально! компресорно! холодильное машини з регенерацiею тепла
Вихвдш параметри:максимальна температура робочо! речовини в газовому нагрiвачi tгн = 250 °С; тиск робочо! речовини в газовому нагрiвачi ргн=р6=200 бар, газовому охолоджувачi - р3=75 бар; мжмальна температура в газовому охолоджувачi -13=30 °С; температура кипшня^ = -25 °С; ККД тур61ни пТ = 0,85, насоса Пн = 0,9 i компресора пКМ = 0,8; ККД електродвигуна ПЕД = 0,95, електрогенератора г|Ег = 0,95; холодопродук-тившсть 00 = 100 кВт.
Результати розрахунюв надано на рис. 13-24.
Рис. 13. Енергетична ефективнють (СОР)
Рис. 14. Теплове навантаження на газовий нагрiвач (QrH)
100,00
- 94,78 ■
I3PT01
13 РТОЗ+РТО 1 D3PT03
13РТ02
Рис. 15. Загальна деструкцт ексерги в машиж (Едм)
21,4%
I 20,0%
I
§ В
f- §15.0%
« S
I S
- ¥
s 4
S 10,0%
3
5,0%
0,0%
17,5%
17,4%
■ 3 PTOl Из РТОЗ+РТО 1 ПзРТОЗ
Рис. 16. Ексергетична ефективжсть машини (г|ем)
Рис. 17. Ексергетична ефективжсть елеменлв машини (nEi)
■ зРТО! из РТОЗ+РТО 1 ПзРТОЗ изРТ02
Рис. 18. BiflHOCHa деструкцт ексерги в KOMnpecopi (удкм)
40,0%
«а 35,0%
83 Ci, •з
a 30,0%
ä &>
■S S 25,0%
5Г s
1 У S 20,0%
53 1 15,0%
G 10,0%
¡s 5,0%
0,0%
. 33,3%
1з РТО]
з РТОЗ+РТО1 ПзРТОЗ ■ з РТ02
17,7% 17,5%
Рис. 19. Вщносна деструкцт ексерги в газовому охолоджувачi (удГО)
20,0% 18,0% 16,0% 14,0% 12,0% 1 10,0% 8,0% 6,0% 4,0% 2,0% 0,0%
12,2% "
" 8,2% "
■ з PTOl
I з РТОЗ+РТО 1 □ з РТОЗ ■ з РТ02
Рис. 20. BiflHOCHa деструкцт ексерги в дросел1 (уддв)
10,f
9,(
I
-3
з-g,
е,
"О
« S
s й
6'(
Ï
S 5,( |4,( 3,( 2,( 1,( ОД
1з PTOl
I3PT03+PT01 аз РТОЗ
I з РТ02
Рис. 21. Вщносна деструкцт ексерги в Typ6¡H¡ (удт)
3,5% 3,0%
КЗ &
У 2,5%
S
"I 2,0%
S, £
I I ]>5% й ^
1,0%
■o a й
I 0.5% •e
03
0,0%
3,0%
2,0%
2,5%
2,5%
13 PTO1
13РТОЗ+РЮ1 ПзРТОЗ ■ 3 PT02
Рис. 22. BiflHOCHa деструкцт ексерги в Hacoci (удн)
14,0%
5®
12,0%
&
S -=10,0%
«
'5,8.0%
ä о. g ^6,0%
§
« 1 4,0%
S N
5Г 2,0%
за
0,0%
3,0%
2,5%
О,
у 2.0%
■| ? 1 3 1.5% sC & " 1 1 ^ 3 1,0%
« s
Ï 0,5%
=с 0,0%
1РТОЗ+РЮ1
Рис. 23. Вщносна деструкцiя ексерги в газовому HarpiBa4i (удГН)
2,8%
-1,9% -
"2,2%-2,2% "
1з РТ01 ■ з РТОЗ+РТО! ПзРТОЗ ИзРЮ2
Рис. 24. Вщносна деструкцт ексерги у випарнику (удв)
На n^cTaBi розрахунюв отримуемо висновки до задачг
Використання регенерацп тепла в прямому циклi РТО2, та зворотному РТОь перехресно! РТО3 та одно-часно! - перехресно! з регенеращею у зворотному ци-клi РТО3+РТО1 пiдвищyе енергетичну ефективнicть машини. Найб^ьший вплив на СОР циклу мае одно-часна перехресна регенерaцiя тепла з регенеращею у зворотному циклi РТО3 (рис. 13), завдяки зменшенню теплового навантаження на газовий на^вач (рис. 14).
Схемне рiшення машини з теплообмшниками РТО3+РТО1 мае максимальну ексергетичну ефектив-нicть (рис. 16) та найменшу деcтрyкцiю екcергiï в ма-шинi (рис. 15).
Ексергетичний aнaлiз елементiв машини довiв, що з використанням РТО3+РТО1 cпоcтерiгaютьcя макси-мaльнi значення ексергетично! ефективноcтi у елемен-тiв машини окрiм газового охолоджувача та компресо-ра (рис. 17).
Максимальне значення вщносно! деструкцп ек-cергiï cпоcтерiгaетьcя в компреcорi з PT03+PT0j (рис. 18), газовому охолоджyвaчi з РТО1 (рис. 19), в дроcелi з РТО3 (рис. 20), в турбт з PT03+PT0j (рис. 21), нacоci з РТО3+РТО1 (рис. 22), газовому нaгрiвaчi з РТО1 (рис. 23) та випарнику з РТО3+Р-ТО1 (рис. 24). Саме цим елементам (вщповщно до конкретного схемного ршення) потрiбно прид^яти максимальну увагу при проектyвaннi машини.
6. Висновки
1. Схемно-циклове ршення з регенеращею тепла у зворотному циклi не призводить до тдвищення енергетично! ефективностi циклу, а лише тдвищуе експлуатацiйну надiйнiсть компресора та забезпечуе працездатшсть РТО3.
2. Перехресна регенеращя тепла або регенерацiя тепла в прямому циклi призводять до тдвищення енергетично! ефективностi машини.
3. Температурний рiвень охолоджуваного об'екту визначае потрiбний рiвень температур грiючого дже-рела та системи регенерацп тепла в циклi машини.
4. Регенеращя тепла у компресорнш тепловикори-стальнш холодильнiй машинi забезпечуе пiдвищення енергетично! ефективносп в 1,4...2,5 раз, за умови 11 здiйснення у прямому циклi мiж потоками «тсля турбь ни - пiсля насосу»; при перехреснш моделi - «загальний потж пiсля турбiни i компресора - потж пiсля насосу»; при одночасному використант перехресно'1 моделi i регенеративного теплообмшу у зворотному цикл!
Лиература
1. Бошнякович, Ф. Техническая термодинамика. Т. 2 [Текст] / Ф. Бошнякович. - М.: Госэнергоиздат, 1956. - 372 с.
2. Баренбойм, А. Б. Холодильные центробежные компрессоры [Текст] / А. Б. Баренбойм. - Одесса, 2004. - 208 с.
3. Чистяков, Ф. М. Холодильные турбоагрегаты [Текст] / Ф. М. Чистяков. - М.: Машиностроение, 1974. - 301 с.
4. Чистяков, Ф. М. Холодильные турбоагрегаты [Текст] / Ф. М. Чистяков; 2-е изд. - М.: Машиностроение, 1967. - 286 с.
5. Чистяков, Ф. М. Холодильный турбоагрегат с приводом от турбины, работающей на холодильном агенте [Текст] / Ф. Чистяков, А. Плотников // Холодильная техника и технология. - 1952. - № 3. - С. 16-19.
6. CO2 compressors - HG34 CO2 T [Electronic resource]. - GEA BockCompressors. - Available at: http://www.bock.de/media/ files/pdf/ produktinformati- onen/96177_hg34_co2t_gb.pdf
7. Chen, Y. Carbon dioxide cooling and power combined cycle for mobile applications [Text] / Y. Chen, P. Lundqvist // Paperpub. andpres. at 7 th IIR Gustav Lorentzen, Natural Working Fluids. - Trondheim, Norway, 2006. - 127 р.
8. George, C. History of Refrigeration [Text] / C. George, P. E. Briley // 100 Years of Refrigeration A Supplementto ASHRAE Journal. - 2004. - P. 531-534.
9. Hashimoto, K. Technology and market development of CO2 Heat Pump Water Heaters (Eco Cute) in Japan [Text] / K. Hashimoto // IEA Heat Pump Centre Newsletter. - 2006. - Vol. 24. - P. 12-16.
10. Sarkar, J. Transcritical carbon dioxide based heat pumps: Process heat applications [Text] / J. Sarkar, S. Bhattacharyya, M. Ramgo-pal // International Refrigeration and Air Conditioning Conference. - 2004. - Vol. R031. - P. 1-9.
11. Hanfei, T. Thermal-economic analysis of a transcritical Rankine power cycle with reheat enhancement for a low-grade heat source [Text] / T. Hanfei // International Journal of Energy research. - 2013. - Vol. 37, Issue 8. - Р. 857-867. doi: 10.1002/er.2886
12. Kim, Y. M. Transcritical or supercritical CO2 cycles using both low- and high-temperature heat sources [Text] / Y. M. Kim, C. G. Kim, D. Favrat // International Journal of Energy Research. - 2012. - Vol. 43, Issue 1. - Р. 402-415. doi: 10.1016/j.ener-gy.2012.03.076
13. Lillo, T. Development of a supercritical Carbon Dioxide Brayton cycle: improving pbr efficiency and testing material compatibility [Text] / T. Lillo, W. Windes,T. Totemeier, R. Moore. - Idaho National Engineering and Environmental Laboratory (INEEL). -2004. - Vol. 02-190. - P. 28. doi: 10.2172/910960
14. Sarkar, J. Optimization of recompression S-CO2 power cycle with reheating [Text] / J. Sarkara, S. Bhattacharyya // Energy Conversion and Management. - 2009. - Vol. 50, Issue 8. - P. 1939-1945. doi: 10.1016/j.enconman.2009.04.015
15. Supercritical carbon dioxide Brayton cycle turbines promise giant leapin thermal-to-electric conversion efficiency [Electronic resource] / Sandia Labs News Releases, 2011. - Available at: https://share.sandia.gov/news/resources/news_releases/brayton-cycle-turbines/#.VrB1dbKLQdU
16. Горбенко, Г. А. Применение диоксида углерода в холодильных технологиях [Tекст] / Г. А. Горбенко, И. В. Чайка, П. Г. Гакал, Р. Ю. Tурна // Tехнические газы. - 2009. - № 4. - С. 18-22.
17. Lee, T. Thermodynamic analysis of optimal condensing temperature of cascade-condenser in CO2/NH3 cascade refrigeration systems [Text] / T. Lee, C. Liu, T. Chen // International Journal of Refrigeration. - 2006. - Vol. 29, Issue 7. - P. 1100-1108. doi: 10.1016/j.ijrefrig.2006.03.003
18. Baek, J. S. Developmentof a piston-cylinder expansion device for the transcritical carbon dioxide cycle [Text] / J. S. Baek, E. A. Groll, P. B. Lawless // International Refrigeration and Air Conditioning Conference at Purdue. - 2002. - P. 584.
19. Girotto, S. Commercial refrigeration system using CO2 as the refrigerant [Text] / S. Girotto, S. Minetto, P. Neksa // International Journal of Refrigeration. - 2004. - Vol. 27, Issue 7. - P. 717-723. doi: 10.1016/j.ijrefrig.2004.07.004
20. Nyoman Suamir, I. Integration of trigeneration and СО2 based refrigeration systems for energy conservation: a thesis submitted for the degree of Doctor of Philosophy [Text] / I Nyoman Suamir. - Department of Mechanical Engineering School of Engineering and Design Brunel University, 2012. - 253 p.
21. Man-Hoe, K. Fundamental process and system design issues in CO2 vapor compression systems [Text] / K. Man-Hoe, J. Pet-tersen, C. W. Bullard // Progress in Energy and Combustion Science. -2004. - Vol. 30, Issue 2. - P. 119-174. doi: 10.1016/ j.pecs.2003.09.002
22. Samer, S. Theoretical evaluation of transcritical CO2 systems in supermarket refrigeration. Part I: Modeling, simulation and optimization of two system solutions [Text] / S. Samer // International Journal of Refrigeration. - 2008. - №31 (3). - Р. 516-524.
23. Sarkar, J. Review on cycle modifications of transcritical CO2 refrigeration and heat pump systems [Text] / J. Sarkar // Journal Advanced Research Mechanical Engineering. - 2010. - Vol. 1, Issue 1. - P. 22-29.
24. А. с. UA №72660, МПК F25B27/00. Компресорна тепловикористальна холодильна машина ^екст] / Морозюк Л. И., Гайдук С. В. - Одеська державна академ1я холоду. - № u201201563; заявл. 13.02.2012; опубл. 27.08.2012, Бюл. № 16. - 4 с.
25. Морозюк, Л. I. Tермодинамический анализ теплоиспользующей холодильной машины с диоксидом углерода ^екст] / Л. I. Морозюк, T. В. Морозюк, С. В. Гайдук // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - 2014. - T. 2, № 8 (68). - С. 36-44. doi: 10.15587/1729-4061.2015.39201
26. Мартыновский, B. C. Анализ действительных термодинамических циклов ^екст] / B. C. Мартыновский. - М.: Энергия, 1972. - 216 с.
27. Мартыновский, В. С. Циклы, схемы и характеристики термотрансформаторов ^екст] / В. С. Мартыновский; под ред. В. М. Бродянского. - М.: Энергия, 1970. - 288 c.
28. Наер, В. А. Анализ термодинамического цикла кондиционера, работающего на СО2 ^екст] / В. А. Наер, А. В. Роженцев // Вестник международной академии холода. - 2002. - № 2. - С. 21-25.
29. Khaliq, A. Exergy analysis of gas turbine trigeneration system for combined production of power heat and refrigeration [Text] / A. Khaliq // International Journal of Refrigeration. - 2009. - Vol. 32, Issue 3. - P. 534-545. doi: 10.1016/j.ijrefrig.2008.06.007
30. Базаров, И.П. Tермодинамика ^екст] / И. П. Базаров. - М., 1991. - 376 с.
