CC BY
30
ПРОЦЕССЫ И АППАРАТЫ ХИМИЧЕСКОЙ ТЕХНОЛОГИИ
УДК 621.514
С. В. Визгалов, М. В. Волков
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОВОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНОГО ТЕПЛОВОГО НАСОСА
Ключевые слова: тепловой насос, парокомпрессионный цикл, фреон, коэффициент тепловой эффективности.
Представлены схема экспериментальной установки для получения действительных характеристик теплового насоса в широком диапазоне температур, описан принцип действия установки, результаты эксперимента в виде зависимости теплового коэффициента от температуры на горячей стороне.
Keywords:heat pump, vaporcompressioncycle, freon, coefficient of thermal efficiency.
Presented a schemeof the experimental standto obtainactualperformanceheatpump'sin a widerange of temperatures,descriptionof the principle ofoperation of the system, the experimental results in the thermal efficiency as a function of the temperature on the hot side.
Постоянно растущая потребность хозяйственного комплекса в тепловой и электрической энергии, рост цен на энергоносители, проблемы экологии, связанные с тепловым и химическими загрязнениями окружающей среды приводят к необходимости создания высокоэффективных экологически чистых энергосберегающих технологий и оборудования [1]. Сопряжение задач организации теплоснабжения и утилизации низкопотенциальной теплоты различных источников как природного происхождения так и техногенного привело к появлению класса повышающих термотрансформаторов названного тепловыми насосами. В большинстве случаев тепловые насосы позволяют перенести теплоту окружающей среды (воздух, вода, грунт) на уровень горячего теплоснабжения (50...60°С) за счет совершения обратных термодинамических циклов в частности в парокомпрессионных или абсорбционных машинах [1, 2]. При этом на совершение цикла затрачивается энергия, причем чаще всего электроэнергия. Тепловые насосы являются безусловной альтернативой электрокалориферамтам где подвод традиционного тепло- и газоснабжения является проблематичным или невозможным (отдельно стоящие малоэтажные жилые, производственные объекты, значительная удаленность от веток газопровода). К основным недостаткам тепловых насосов как правило относят более высокие капитальные затраты на установку и меньшую надежность по сравнению с традиционным видом теплоснабжения, основанном в основном на сжигании природного газа.
В настоящее время можно считать хорошо отработанными и достаточно широко предлагаемыми схемы тепловых насосов для малоэтажного домостроения (двух, трех этажные жилые дома) когда установка работает в весенне-осенний и частично зимний периоды и повышает температуру теплоносителя до 50...60°С. Наибольшее распространение такие установки получили в относительно теплой Европе, со значительно меньшей долей использования газа для отопления, где процесс установки теп-
лового насоса дополнительно субсидируется государством и их доля постоянного растет. В нашей стране внедрение тепловых насосов известно пока на уровне единичных проектов (отдельно стоящие автозаправки на трассе, железнодорожные пункты, отдельные коттеджи).
Вместе с этим, многие производства в пищевой, химической промышленности в энергетике так или иначе имеют бросовую теплоту в виде теплоносителя, конденсата с температурой +18...+40°С. Таким образом, имеется возможность использования этой теплоты как греющей среды в цикле теплового насоса и повышения температуры в контуре горячего теплоносителя до уровня требований нормативных документов по теплоснабжению промышленных объектов, т.е. до +70...+90°С. Данное предложение будет способствовать общей экономии энергоресурсов предприятия. Из-за специфических условий работы теплонасосной установки ее можно назвать «высокотемпературной», по сравнению с известными, работающими на режиме +8..+10°С - холодная сторона, +45...+60°С -горячая.
Основным критерием эффективности тепловых насосов является тепловой коэффициент ц, представляющий отношение получаемой теплоты на «горячей» стороне Рье^ к затрачиваемой электрической энергии (работе) на совершение термодинамического цикла.
и - £ьш.
%
Причем важно иметь действительные значения этого параметра на определенном рабочем теле в зависимости от температуры на холодной и горячей стороне, т. к. расчетные значения, как правило дают завышенную информацию. Расчетное определение влияния различного рода необратимых потерь в цикле в частности от перегрева пара на всасывании, потерь от дросселирования представлено в работах [3, 4], данные полученные на основе термодинамического анализа.
Для проверки работоспособности и получе-
ния действительных характеристик высокотемпературного теплового насоса была разработана схема экспериментального теплового насоса на тепловую производительность 2 кВт при температуре до 90°С. Экспериментальная теплонасосная установка (рис. 1), работает по одноступенчатому парокомпресси-онному циклу, причем в одном из двух вариантов -в варианте с регенерацией теплоты, т.е. с переохлаждением жидкого рабочего тела цикла перед дросселированием за счет перегрева паров на всасывании и во втором варианте - без регенерации теплоты. Регенерация осуществляется в теплообменном аппарате (Heat-exchanger).
В качестве теплоносителей в обоих контурах применяется очищенная водопроводная вода. Холодный контур включает бак-накопитель, объемом 40 л из которого вода центробежным насосом, через ротаметр, электроподогреватель воды проточный мощностью до 3 кВт, где нагревается до заданной температуры 24...30°С, подается в испаритель теплового насоса, где охлаждается и затем сливается в бак. Второй контур циркуляции - горячей воды практически идентичен предыдущему контуру, в нем вода из бака-накопителя на 50 л насосом прокачивается через второй ротаметр и подается в конденсатор теплового насоса, где нагревается до t= 45.. ,60°С, затем горячая вода поступает в высокотемпературный теплообменник воздушного охлаждения (AirHE), где охлаждается на 5.10 °С и сливается в бак. Теплообменник имеет вентилятор с плавным регулируемым приводом. Охлаждение происходит за счет отвода теплоты к окружающему воздуху с температурой 18...22°С. Регулирование расходов воды в контурах осуществляется в диапазоне 100.30% путем байпасирования и ступенчатым изменением скорости насосов.
В режиме работы без переохлаждения жид-
1,2.2,5 МПа и нагнетаются в маслоотделитель, где происходит отделение масла от сжатого фреона, масло возвращается обратно в компрессор, газообразный фреон поступает в теплообменный аппарат -конденсатор Cd в котором происходит его охлаждение и конденсация, т. е. фазовый переход в жидкое состояние, при этомтеплота конденсации отводится от фреона и идет на нагрев воды в горячем контуре до температуры 48...60°С. Жидкий фреон из конденсатора стекает в жидкостной ресивер (receiver), который служит накопителем и образует гидрозатвор по фреону в схеме.Из ресивера жидкий фреон под давлением конденсации проходит через фильтр-осушитель f-drier, смотровое стекло и соленоидный вентиль поступает на дросселирование в электронный регулирующий вентиль AKV, здесь его давление снижается до давления кипения - 0,3 .0,4 МПа, при этом давлении жидкий фреон поступает во второй теплообменный аппарат - испаритель, где совершается второй фазовый переход жидкость-пар -процесс кипения. В процессе кипения отводится теплота от воды холодного контура, в результате вода охлаждается на 3..5°С. Образующийся в испарителе пар через фильтр механических частиц отсасывается компрессором. Процесс идет непрерывно, поэтому в конденсаторе - на горячей стороне идет непрерывный нагрев циркулирующей воды горячего контура, в испарителе - непрерывное охлаждение воды холодного контура.
В режиме работы с переохлаждением жидкого фреона перед дросселированием в цикл с помощью вентилей включается теплообменник регенерации теплоты (heat-exchanger). Пар идущий из испарителя в компрессор, имеющий низкую температуру проходит этот теплообменник по паровой части, где перегревается на 10.15°С, отводя тепло-
Рис. 1 - Схема экспериментальной установки
кости (рис 1.) цикл осуществляется следующим образом. Пары рабочего тела цикла отсасываются из испарителя Evap компрессором Comp, в котором сжимаются до давления конденсации порядка
ту от жидкостного потока фреона поступающего в жидкостную часть теплообменника из ресивера. При этом жидкий фреон переохлаждается перед дросселированием, его температура снижается на 5.10°С,
что приводит к уменьшению так называемых дроссельных потерь в цикле, но при этом возрастают потери от перегрева пара на всасывании компрессора, растет температура всасывания и нагнетания, что является ограничением применения данного режима работы.
Переключение установки из режима работы без переохлаждения в режим с переохлаждением, т.е. с heat-exchangerосуществляется с помощью 3-х вентилей на фреоновой жидкостной линии, паровая фреоновая линия от испарителя к компрессору в обоих режимах проходит черезheat-exchanger.
Электрическая мощность измерялась по фазам с помощью универсального измерительного комплекта, теплота на горячей стороне определялась по перепаду температур теплоносителя на выходе и входе конденсатора и расходу теплоносителя, также определялись параметры в узловых точках цикла (давление, температура) для его анализа.
4:8
4,6
А 4А
ф 4.2
I 4
О
о
3'8
о
ш
| 3,6
ф
I-
3,4 3,2 3
1 \
\ , \
k
V N V.
V 4
' - 1
2
46 48 50 52 54 56 58 60
Температура теплоносителя на выходе из конденсатора Т^, °С
Рис. 2 - Характеристика теплового насоса при Т8|=24°С: 1 - с регенерацией теплоты; 2 - без регенерации
По результатам экспериментальных данных построены характеристики теплонасосной установки в виде зависимости теплового коэффициента от температуры теплоносителя на горячей стороне Для режима температура теплоносителя на «холодной» стороне (испаритель) Тз1=24°С, температуры теплоносителя на «горячей» стороне (конденсатор) изменяющейся в диапазоне Т^ =47. 59°С
характеристики представлены на рис. 2.Полученные экспериментальные данные позволяют сделать следующие выводы.
В связи с использованием электронного регулирующего вентиля, работающего в импульсном режиме отчетливо наблюдались пульсации давления в цикле, а также пульсации тока на компрессоре.
При температуре греющей среды +24 °С возможно повышение теплового потенциала бросового тепла до уровня 60°С, при этом коэффициент преобразования теплоты составляет 3,5 - 3,4 в зависимости от режима. При использовании регенерации теплоты (верхняя кривая на рис. 2) наблюдаются более высокие значения теплового коэффициента на 4,5..5%, т.е. введение переохлаждения агента перед дросселированием за счет перегрева паров на всасывание играет положительную роль на применяемом агенте.
С ростом температуры нагреваемой среды, наблюдается снижение теплового коэффициента насоса, что объясняется ростом потребляемой энергии и характером характеристик паро-компрессионных циклов. Предварительные испытания на более высокотемпературных режимах как на холодной, так и на горячей стороне (до +90°С) показали возможность достижения теплового коэффициента не ниже 3,8.
Полученные экспериментальные данные могут быть использованы для оценки экономической целесообразности внедрения тепловых насосов, а также при проектировании промышленных тепловых насосов, в том числе для высокотемпературного применения.
Литература
1. Пивинский А. А. Оценка эффективности паро-компрессорных тепловых насосов и абсорбционных бромистолитиевых понижающих термотрансформаторов: Дис. ... канд. техн. наук: 05.04.03: СПб., 2005 209 с.
2. Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы: Пер. с англ. М.: Энергоиздат, 1982. - 224 с.
3. Ибраев А.М., Хамидуллин М.С., Шарапов И.И., Шарапова Р. Д.Анализ энергетических потерь парокомпрессионной холодильной машины, связанных с процессом перегрева рабочего тела в испарителе. Вестник Казан.технол. унта. - 2013, №21, с. 238-242.
4. Ибраев А.М., Хамидуллин М.С., Мустафин Т.Н. Влияние потерь от дросселирования на эффективность работы парокомпрессионных холодильных машин. Вестник Казан.технол. ун-та. - 2013, №20, с. 240-243.
© С. В. Визгалов - доц. каф. холодильной техники и технологии КНИТУ, sv_kstu@rambler.ru; М. В. Волков - асп. каф. холодильной техники и технологии КНИТУ.
© S.V. Vizgalov - Ph.D., associateprofessorDepartmentrefrigerationequipmentandtechnologies, Kazan National Research Technological University, sv_kstu@rambler.ru, M. V. Volkov - post graduate student Departmentrefrigerationequipmentandtechnologies,Kazan National Research Technological University.
