CC BY
173
Носков
Александр Семенович
доктор технических наук, профессор УрФУ
Алехин
Владимир Николаевич
кандидат технических наук,
доцент УрФУ
E-mail: [email protected]
Ловцов
Александр Викторович
главный конструктор ООО «КБ «ЧКЗ-ЮГСОН» E-mail: [email protected]
Хаит
Анатолий Вильевич
аспирант УрФУ E-mail: [email protected]
УДК 621.565.83
НОСКОВ А. С., АЛЕХИН В. Н., ЛОВЦОВ А. В., ХАИТ А. В.
Энергетическая эффективность систем искусственного климата на базе вихревой трубы
В статье приводится технико-экономический анализ системы искусственного климата одного из хладокомбинатов г. Екатеринбурга. На этом примере показана принципиальная конкурентоспособность холодильно-нагревательных систем на базе вихревой трубы по отношению к парокомпрессионным машинам (чиллерам). Показано, что оптимизация только одного элемента вихревой трубы (соплового ввода) потенциально позволяет увеличить энергетическую эффективность всей холодильной системы в целом.
Ключевые слова: искусственный микроклимат зданий, оборудование помещений, системы кондиционирования, энергосбережение, энергетическая эффективность, экологическая безопасность, математическое моделирование.
NOSKOV A. S., ALEKHIN V. N., LOVTSOV A. V., CHAIT A. V.
ENERGY EFFICIENCY OF THE CLIMATIC SYSTEMS BASED ON VORTEX TUBE AND WAYS FOR ITS INCREASING
Technical and economic analysis of the climatic system of one of the refrigerating industrial complex in Yekaterinburg is represented in this article. Competitiveness of heating and cooling systems based on vortex tubes compared to chillers was shown. It was shown that optimization of only one element of vortex tube (nozzle inlet) make possible to increase energy efficiency for all refrigerating system.
Keywords: artificial microclimate of buildings, equipment rooms, air-conditioning systems, power saving, energy efficiency, ecological safety, mathematical simulation.
Искусственный климат — это микроклимат, искусственно создаваемый в закрытом помещении (ограниченном строительном объеме). Микроклимат помещения характеризуется совокупностью температур воздуха и внутренних поверхностей, относительной влажностью и подвижностью воздуха. Значения этих параметров определяют в зависимости от назначения помещения и времени года, исходя из требований нормального протекания технологического процесса и комфорта людей, находящихся в помещении.
В статье производится оценка энергетической эффективности системы искусственного климата на базе вихревой трубы, предназначенной для использования на хладокомбинатах, основное назначение которых — хранение различных продуктов питания. В таких помещениях определяющим параметром является низкая температура, обеспечивающая сохранность продукции.
В Российской Федерации существует более 160 крупных хладокомбинатов. Большинство из них, как и 70 лет назад, используют в качестве холодогенерирующего устройства парокомпрессионные машины (чиллеры), работа которых основана на теплоэнергетических циклах хладагентов (фреон, аммиак и т. д.). Большая часть данных хладокомбинатов построены по типовым проектам 1950—1960-х гг. и не соответствуют современным требованиям промышленной безопасности. На них используются аммиакоемкие системы охлаждения камер с централизованными разветвленными насосно-циркуляционными схемами непосредственного кипения аммиака. В трубных приборах охлаждения (пристенные и потолочные батареи) находится большое количество аммиака, которое зачастую исчисляется десятками тонн на каждом объекте. Перевод систем охлаждения камер на менее аммиакоемкие практически не происходит.
© Носков А. С., Алехин В. Н., Ловцов А. В., Хаит А. В., 2011
73
Кроме того, крупномасштабные системы искусственного климата на базе парокомпрессионных машин эксплуатируются практически во всех торгово-развлекательных центрах г. Екатеринбурга («Гринвич», «Дирижабль», «Екатерининский», «Карнавал», «ПаркХаус» и т. д.), а также в других общественных зданиях. Данные установки, как правило, состоят из холодильных компрессоров высокой производительности, теплообменного, вентиляционного оборудования, системы транспорта теплоносителя, в качестве которого обычно выступает этиленгликолевый раствор. При этом для размещения данного оборудования выделяются специальные машинные залы. Маломасштабные парокомпрессионные машины используются в основном для кондиционирования отдельных помещений (сплит-системы).
Вопрос преимущественного использования аммиака и фреона положительно решен во всем мире, несмотря на то, что у этих веществ имеется ряд серьезных недостатков:
• утечки хладагентов наносят существенный урон экологии планеты;
• вещества обладают высокой токсичностью и относятся к четвертому классу опасности (предельно допустимая концентрация аммиака в рабочих помещениях должна быть не выше 20 мг/м3);
• являются взрывоопасными (при концентрации в воздухе 200— 300 г/м3 возникает угроза взрыва; температура самовоспламенения равна 650 °С);
• создают опасность ожогов при растворении в воде, поскольку этот процесс сопровождается выделением значительного количества тепла;
• имеют высокую температуру нагнетания при сжатии в холодильных компрессорах.
Вихревые трубы Ранка-Хилша как холодо- и теплогенераторы.
Одним из альтернативных способов получения холода является эффект Ранка-Хилша, или вихревой эффект. Данный эффект проявляется в закрученном потоке вязкой сжимаемой жидкости и реализуется в устройстве, называемом вихревой трубой.
Вихревая труба представляет собой цилиндрическую или коническую трубу, к одному краю которой тангенциально подводится сжатый воздух (рисунок 1). Подводимый тангенциально газовый поток формирует свободный вихрь в камере энергоразделения, причем периферийная часть данного вихря оказывается нагретой и отво-
дится через один конец вихревой трубы, центральная же часть охлаждается и отводится через противоположный конец. Вихревые трубы, работающие по изложенному принципу, называют разделительными.
С целью увеличения энергетических показателей холодильных систем имеется возможность применения двухконтурной вихревой трубы [1]. Основное отличие принципа работы двухконтурной вихревой трубы от рассмотренной выше разделительной вихревой трубы заключается в том, что холодный поток 04 формируется из специальным образом организованного дополнительного потока 02 (рисунок 1). При этом горячий поток 03 формируется из основного потока сжатого воздуха 01. Двухконтурные вихревые трубы позволяют существенно сократить потребную мощность на получение заданного холодильного потока за счет увеличения расхода холодного воздуха при сохранении его температуры.
В целом вихревые трубы имеют ряд положительных свойств по отношению к парокомпрессионным машинам (чиллерам):
1 Отсутствие каких-либо хладагентов и теплоносителей.
2 Простота конструкции вихревой трубы, приводящая к уменьшению трудоемкости изготовления, а также монтажа и обслуживания.
3 Отсутствие подвижных частей, что значительно повышает надежность всей системы в целом.
4 Вихревая труба является малоинерционным агрегатом. Время выхода вихревой трубы на номинальный режим работы после подачи сжатого газа на вход составляет несколько секунд. Это
обстоятельство позволяет с высокой точностью и практически мгновенно регулировать тепловой режим работы.
5 Побочным продуктом работы вихревой трубы в режиме холодо-генератора является избыточный тепловой поток, который может быть использован в отопительных целях в зимнее время года. Единственным недостатком существующих конструкций вихревых труб является относительно низкий изоэн-тропный КПД, который определяется отношением разностей энтальпий в идеальном и реальном процессе течения газа:
где гг, г2 — энтальпии газа на входе в вихревую трубу и на выходе холоного потока в реальном процессе течения; I.^ — энтальпия газа в конце идеального адиабатического расширения.
Для наилучших конструкций вихревых труб, широко описанных в литературе, данный показатель обычно не превышает отметки в 40 %. Однако в работах [1—3] приводятся данные экспериментальных исследований, которые показывают принципиальную возможность увеличения изоэнтроп-ного КПД вихревых труб до уровня 45—50 %. Кроме того, применяемые сегодня конструктивные решения вихревых труб не являются оптимальными, поскольку получены путем обобщения данных ограниченного количества натурных экспериментов. В работе [4] на основе результатов математического моделирования показано, что оптимизация только соплового ввода вихревой трубы может привести
Рисунок 1. Принципиальная схема вихревой трубы: 1- сопловой ввод; 2 - вихревая камера энергоразделения; 3 - диффузор холодного потока; 4 - ввод дополнительного потока; 5 - сужающийся сопловой канал; 01 - основной входной поток сжатого газа; 02 - дополнительный поток сжатого газа (в случае разделительной вихревой трубы отсутствует); 03 - выход горячего газа; 04 - выход холодного потока
к увеличению уровня изоэнтропного КПД на 3...5 % и выше.
Оценка энергетической и экономической целесообразности применения холодильно-нагревательных систем на базе вихревых труб вместо парокомпрессионных машин (чиллеров). Для оценки энергетической и экономической целесообразности применения холодильной установки на базе существующей на текущий момент времени двухконтурной вихревой трубы рассмотрена холодильная система, существующая на одном из хладокомбинатов г. Екатеринбурга. Работа холодильной системы данного хладокомбината основана на использовании парокомпрессионных холодильных машин (чиллеров). В компрессорном цехе установлено компрессорное, насосное и теплообменное оборудование. Тепловые потоки передаются в холодильные камеры при помощи теплоносителя (обычно этиленгликоль).
Что определяет эту целесообразность? В случае рассматриваемого хладокомбината наиболее целесообразным будет использование нескольких отдельных холодильных систем на базе вихревой трубы, каждая из которых будет работать на одну или несколько сходных холодильных камер. Это позволит осуществлять отключения отдельных холодильных камер, а также обеспечит дополнительное резервирование. В идеале оптимальное количество холодильных установок необходимо определять из условия минимизации капитальных и эксплуатационных затрат.
Для оценки энергетики установки на базе вихревой трубы выбрана одна холодильная камера с наименьшим строительным объемом, который составляет 2 380 м3 или 7 % от общего строительного объема всех холодильных камер. Расчеты произведены для месяца с максимальным потреблением электрической энергии (июнь) — 210 000 кВт • час. При этом потребная холодильная мощность составила 0= 20,6 кВт, удельная холодильная мощность q = 8,64 Вт / м3. Схема холодильной установки на базе двухконтурной вихревой трубы для рассматриваемого хладокомбината приведена на рисунке 2.
Принцип работы данной установки заключается в следующем: воздух из холодильной камеры по пневмопроводу 1 поступает в воздуходувку 5, где сжимается до давления Ризб = 30 кПа. Затем воздух подается в теплообменный аппарат 4 по линии 2 и далее на вход дополнительного потока вихревой трубы по линии 3. Теплообменный
аппарат 4 служит для выравнивания температур воздуха на входах в вихревую трубу (линии 3 и 7). Проходя через вихревую трубу, воздух охлаждается и далее возвращается обратно в холодильную камеру по линии 4.
В то же самое время на основной вход вихревой трубы по пневмолинии 7 подается воздух, предварительно сжатый в компрессоре 2 до избыточного давления 2,4 МПа. Пройдя через вихревую трубу, воздух нагревается и выходит по пневмолинии 5, при этом его давление падает. После этого горячий поток воздуха охлаждается в теплообменных аппаратах 3 до температуры окружающего воздуха и сжимается в компрессоре 2. Затем воздух подается по линии 6 на вход в теплообменный аппарат 4. Тепловой поток, снимаемый с теплообменных аппаратов 3, можно использовать в целях отопления или в других технологических процессах.
Теплообменный аппарат 4 предназначен для выравнивания температур воздуха, подаваемого на вход основного потока вихревой трубы по
пневмолинии 7 и дополнительного потока по пневмолинии 3. Для создания начального избыточного давления в системе 1,2 МПа при запуске установки используется винтовой компрессор 6. В номинальном режиме работы установки кран 7 закрыт, а компрессор 6 отключен.
По найденным параметрам было подобрано оборудование для холодильной установки на базе вихревой трубы. Расчет геометрических размеров вихревой трубы заданной производительности выполнен при помощи компьютерной программы. Результаты расчета: диаметр отверстия диафрагмы 28 мм; длина конусной части 465,6 мм; угол конусности 3,5°; диаметр трубы в начале конусной части 46,6 мм.
Как отмечено выше, рассматриваемая холодильная установка на базе вихревой трубы обеспечивает холодоснабжение одной камеры хладокомбината. Для обеспечения функционирования всего хладокомбината необходимо 14 аналогичных установок. При этом суммарное количество
Таблица 1. Расчетные параметры работы установки на базе вихревой трубы
Наименование параматра Величина
Температура окружающего воздуха (принята согласно [5]), °С 23,1
Температура в холодильной камере, °С — 18
Температура недорекуперации в теплообменных аппаратах*, °С 5
Температура холодного потока воздуха после вихревой трубы, °С —68,2
Доля холодного потока вихревой трубы** 1,2
Производительность компрессора 2, нм3/мин 16
* Величина недоохлаждения (недонагрева) воздуха в противоточных теплообменных аппаратах.
** Отношение массового расхода холодного воздуха к массовому расходу подводимого сжатого воздуха.
Рисунок 2. Принципиальная схема холодильной установки на базе вихревой трубы:
1 — вихревая труба с дополнительным потоком; 2 — компрессор; 3 — противоточный теплообменный аппарат; 4 — прямоточный теплообменный аппарат; 5 — воздуходувка; 6 — винтовой компрессор; 7 — кран (в номинальном режиме работы установки кран закрыт)
потребленной электроэнергии за год составит 2 476 000 кВт-час.
В соответствии с учетными данными, имеющимися на хладокомбинате, электропотребление установленного на текущий момент времени холодильного оборудования за 2009 г. составило 1 900 000 кВт • час. Отсюда можно сделать вывод о том, что холодильная установка на базе вихревой трубы в состоянии обеспечить уровень энергопотребления, сопоставимый с существующими парокомпрессионными машинами (чиллерами).
Для оценки экономической целесообразности применения холодильной установки на базе вихревой трубы взамен существующей на рассматриваемом хладокомбинате были
рассчитаны как капитальные, так и эксплуатационные затраты для каждой системы. В расчетах был принят тариф на электроэнергию, равный 2,52 руб. / кВт • час. Результаты расчета сведены в таблице 2.
Несмотря на относительно низкие энергетические показатели холодильной установки на базе вихревой трубы, приведенные в табл. 2 величины говорят об экономической целесообразности применения последней взамен существующей на рассматриваемом хладокомбинате парокомпрессионной установки (чиллера). Данные результаты достигаются за счет перечисленных выше преимуществ вихревой трубы, а именно за счет снижения затрат на обслуживание. Особенным образом необходимо отметить, что увеличе-
ние показателя изоэнтропного КПД вихревой трубы до уровня 55...60 % позволит сравнять затраты на электроэнергию для установок на базе вихревой трубы и на базе парокомпрессионной машины (чиллера).
Усовершенствование конструкции соплового ввода вихревой трубы с целью повышения ее энергетической эффективности.
Одним из наиболее ответственных конструктивных элементов вихревой трубы является сопловой аппарат, который должен создавать расчетное поле скоростей на входе в камеру энергоразделения (см. рисунок 1). Нами проведена работа, направленная на минимизацию потерь энергии газового потока, протекающего через сопловой аппарат. Основным методом оптимизации геометрии соплового аппарата было численное моделирование в среде АШУ8 СБХ [6]. Расчетная сетка для исходного варианта конструкции соплового аппарата представлена на рисунке 3.
На рисунке 4 изображены линии тока в данном сопловом аппарате. Хорошо виден вихрь, образовавшийся на входе в сопловой канал. Очевидно, что его образование связано с обтеканием острой кромки у одной из ограничивающих поверхностей на входе в сопло. Образование подобных вихрей непосредственно связано с увеличением потерь энергии, а в некоторых случаях даже приводит к перестройке структуры потока. На рисунке 5 представлены линии тока в проточной части после закругления входной кромки соплового ввода.
Рисунок 4. Линии тока в сопловом вводе VT1
Рисунок 5. Линии тока в сопловом вводе
после закругления входной кромки
Таблица 2. Итоговые показатели экономической эффективности рассматриваемых холодильных установок
Вариант установки Изменение показателя (положит. знач.— экономия, отриц. — перерасход)
№ п/п Наименование параметра Существующая установка на базе чиллера Установка на базе вихревой трубы
1 Капитальные затраты, руб./м3 496,8 456,4 —
2 Годовые затраты на эксплуатацию, руб./м3:
электроэнергия 145,4 184,5 —39,08
холодная вода 1,08 0,38 0,7
масло 2,47 2 0,47
аммиак (включая доставку) 7,5 0 7,5
ремонт 3,92 1,9 2,02
заработная плата персонала 51,4 14,4 37
3 Суммарные годовые эксплуатационные затраты, руб./м3 211,7 203,1 8,59
4 Годовые амортизационные отчисления, руб./м3 33,3 23,1 10,15
5 Условно-годовая экономия на эксплуатацию, руб./год — — 625 000
6 Условно-годовая экономия на эксплуатацию с учетом разницы капитальных затрат, руб./год — — 1 970 000
Рисунок 3. Конечно-элементная сетка для соплового ввода
Скорость, м/с
Э.ЗЗба+002
1.803Є+002
4.269Є+002
3 202е»002
2.668е»002
1 60ІЄ+002
1.0678+002
5ЗЗбе«301
0.0006*000
Рисунок 6. Расчетное поле скоростей в среднем сечении соплового ввода:
1 — сужающийся сопловой канал; 2 — цилиндрическая камера энергоразделения; 3 — дозвуковая область течения; 4 — сверхзвуковая область течения; 5 — скачок уплотнения; 6 — направляющая лопатка
На рисунке 6 представлено расчетное поле скоростей в среднем сечении соплового ввода. Можно заметить, что после выхода потока газа из сужающегося канала происходит переход скорости течения в сверхзвуковую область. Но при подходе к очередному сопловому каналу сверхзвуковой поток газа соударяется с дозвуковым, вследствие чего происходит образование скачков уплотнения. Данные скачки уплотнения приводят к увеличению потерь энергии газового потока, а также вносят дополнительную неравномерность в структуру течения. В результате возможно ухудшение энергетических показателей вихревой трубы в целом. Для того чтобы свести к минимуму потери энергии, связанные с образованием скачков уплотнения, угол соударения потоков был уменьшен до величины а = 3°.
В результате внесения вышеизложенных изменений в конструкцию соплового аппарата удалось снизить расчетные потери энергии с 14,4 до 6,5 %. С учетом того, что способ создания вихревого течения газа значительно влияет на процесс энергоразделения, можно прогнозировать соответствующее увеличение изо-энтропного КПД вихревой трубы в целом.
Заключение
На примере проведенного технико-экономического анализа системы искусственного климата одного из хладокомбинатов г. Екатеринбурга показана принципиальная конкурен-то-способность холодильно-нагревательных систем на базе вихревой
трубы по отношению к парокомпрессионным машинам (чиллерам). Результаты данного анализа могут быть распространены и на другие холодильно-нагревательные системы, предназначенные для установки на различных объектах строительства, в том числе:
• Крупномасштабные холодильнонагревательные системы могут быть применены в качестве систем отопления и кондиционирования бытовых, промышленных, складских и других строений.
• Маломасштабные установки (сплит-системы) могут быть применены в коттеджах, отдельных квартирах и помещениях.
Оптимизация только одного элемента вихревой трубы, а именно соплового ввода, потенциально позволяет увеличить энергетическую эффективность всей холодильной системы в целом. При этом увеличение величины изоэнтропного КПД вихревой трубы до уровня 55.60 % позволит значительно снизить энергопотребление установки. Кроме того, вихревые трубы имеют ряд других преимуществ по отношению к парокомпрессионным машинам: отсутствие хладагентов и теплоносителей, низкую стоимость изготовления и монтажа, высокую надежность, малую инерционность.
Таким образом, установки на базе вихревой трубы можно считать одним из перспективных направлений развития холодильно-нагревательной техники применительно к строительной отрасли.
Список использованной литературы
1 Пиралишвили Ш. А., Поляев В. М., Сергеев М. Н. Вихревой эффект. Эксперимент, теория, технические решения. М., 2000.
2 Суслов А. Д., Иванов С. В., Мураш-кин А. В. Вихревые аппараты. М., 1985.
3 Азаров А. И. Вихревые трубы нового поколения // Конструктор. Машиностроитель. СПб., 2007. № 3, с. 18—24.
4 Носков А. С., Ловцов А. В., Хаит А. В. Математическое исследование структуры газового потока в закручивающем аппарате вихревой трубы // Омский научный вестник. Сер. «Приборы, машины и технологии». 2010. № 1 (87). С. 74—77.
5 СНиП 23-01-99 «Строительная климатология».
6 Белов И. А., Исаев С. А. Моделирование турбулентных течений. СПб., 2001.
