CC BY
65
УДК 621.564
Методика сравнения термодинамической эффективности циклов холодильных и теплонасосных установок
Канд. техн. наук А. А. СУХИХ, И. С. AHTAHEHKOBA
Национальный исследовательский университет «Московский энергетический институт»
111250, г. Москва, ул. Красноказарменная, 14
The technique offered by authors allows to estimate operatively efficiency of application of a large number of pure substances and mixes for refrigeration and heatpump units. In its basis the condition of equality of temperature pressures between the heat-carrier and a working substance in the evaporator and the condenser with rigidly set parameters of heat-carriers in heat exchangers lies.
On the basis of this technique it is settled an invoice also comparison of indicators of thermodynamic efficiency of cycles for broad audience both individual, and mix working substances ofrefrigeration units.
Keywords: thermodynamic efficiency, refrigeration units, thermal pumps, refrigerating agents.
Ключевые слова: термодинамическая эффективность, холодильные установки, тепловые насосы, холодильные агенты.
В настоящее время существуют различные подходы к оценке эффективности применения тех или иных рабочих веществ (РВ), используемых в холодильных и теплонасосных установках [1—3], которые как правило, учитывают большое количество факторов. Анализ литературы [2—6] позволяет сформулировать основные требования, предъявляемые к рабочим веществам (РВ) теплонасосных и холодильных установок:
— законодательные ограничения;
— термодинамическая эффективность;
— требования, предъявляемые к РВ с точки зрения промышленного освоения альтернативного хладагента.
Сопоставление термодинамической эффективности, например, холодильных циклов часто проводится только при равных температурах в испарителе установок. На наш взгляд, необходимо также учитывать процесс охлаждения пара после компрессора с последующей конденсацией. Универсальной могла бы стать методика сопоставления циклов при зафиксированных температурах теплоприемника и теплоотдатчика — элементов, необходимых для реализации любого цикла, но находящихся за пределами самой установки. При этом должно соблюдаться правило равенства температурных напоров в процессах подвода и отвода теплоты (между теплоносителем и рабочим телом в испарителе и конденсаторе) для всего ряда сравниваемых веществ, что позволит зафиксировать конфигурацию цикла для каждого рабочего вещества и выполнить расчет холодильного (отопительного) коэффициента.
Принципиальные схемы парокомпрессионных холодильных и теплонасосных установок идентичны (рис. 1). Цикл в Т, 5-диаграмме, соответствующий данной принципиальной схеме, показан на рис. 2.
Предлагаемая методика позволяет оценить термодинамическую эффективность применения
большого количества чистых веществ и смесей в холодильных или теплонасосных установках.
Алгоритм методики:
1. Задаются исходные данные для расчета:
— температура «горячего» теплоносителя на входе и выходе в (из) конденсатор(а) установки: ?;н и ?"н соответственно;
— температура «холодного» теплоносителя на входе и выходе в (из) испаритель(я) установки: г'гн и соответственно;
— внутренний относительный КПД компрессора Ло,;
— минимальный температурный напор в конденсаторе Дг*іп, в испарителе Дґ"іп.
Рис. 1. Принципиальная схема парокомпрессионной установки: К-р — конденсатор; РТ— регенеративный теплообменник; Др — дроссель; И — испаритель; К — компрессор;
ЭД — электродвигатель
Рис. 2. Цикл теплового насоса и холодильной машины, работающих: а — на азеотропных смесях и чистых веществах; б — на неазеотропных смесях; (рк — давление конденсации; ри — давление испарения)
2. Определяется базовое рабочее вещество и ряд веществ, предлагаемых в качестве альтернативы.
3. Рассчитываются базовые температурные напоры в теплообменных аппаратах, а также характеристики энергетической эффективности установки, работающей на базовом рабочем веществе [7].
Средний температурный напор в теплообмен-ныхаппаратахнерекомендуется определять каксред-нелогарифмическое значение, если теплоемкость теплоносителя изменяется более, чем на 10%, поэтому предлагается использовать поинтервальные расчеты: вся поверхность теплопередачи разбивается на п участков, число которых должно быть достаточным, чтобы считать, что теплоемкость на каждом из участков практически не изменяется, а тепловой поток на всех участках одинаков. Средний температурный напор на /-м участке с площадью поверхности АР. определяется как
Д7>Ц./(ад), (1)
а средний температурный напор по всей поверхности
АТ = -
Ьат,
?пп =/(М"Д)>
парожидкостной смеси к общему изменению энтальпии рабочего тела в конденсаторе.
При расчете цикла ограничивается минимальный температурный напор в каждом теплообменнике Д/Ш|п (не менее 3 °С).
Основной характеристикой энергетической эффективности холодильной установки является действительный холодильный коэффициент:
К-к
II (К-ЮК
(4)
где % — удельная холодопроизводительность установки, кДж/кг;
/* — действительная работа компрессора,
кДж/кг;
к}, /г4, къ„ — энтальпии РВ точках цикла (см. рис. 1, 2).
Основной характеристикой энергетической эффективности теплонасосной установки является действительный коэффициент преобразования теплоты (отопительный коэффициент):
_ *?к _ ^2д ^2-
/дк (/Ь-М/Лш
(5)
(2)
Таким образом, предполагается, что для всех сравниваемых хладагентов при равных усредненных температурных напорах ДТ = 0/(кР) различие в коэффициентах теплопередачи к компенсируется изменением поверхности аппарата Р.
Основное допущение при расчете: изменение температуры в процессе охлаждения перегретого пара рабочего тела в конденсаторе описывается линейной зависимостью:
(3)
К -и;
где а = —--------отношение изменения энтальпии
где — удельная теплопроизводительность установки, кДж/кг;
/* — действительная работа компрессора,
кДж/кг;
/?,, И2, И2., й2д — энтальпии РВ в точках цикла (см. рис. 1, 2).
4. Характеристики энергетической эффективности установки, работающей на базовом РВ, сравниваются с аналогичными показателями установки, работающей на альтернативном РВ, с учетом равенства полученных температурных напоров в теплообменниках. Для обеспечения такого равенства данная методика требует реализации процесса итеративного подбора давлений в теплообменниках для каждого сравниваемого хладагента.
Применение методики для определения термодинамической эффективности использования
рабочих веществ в холодильных установках
В качестве базового РВ при анализе эффективности применения различных рабочих тел в холодильных установках принимается хладагент Е112. Это один из наиболее исследованных и дешевых хладагентов, используемый повсеместно в холодильной технике в домонреальский период. Обладающий высоким потенциалом разрушения озона (ОЭР = 1) и большим потенциалом глобального потепления (О’М'Р = 8500), фреон ИЛ2 запрещен к применению во всех странах, подписавших Монреальский протокол 1987 г. Однако при сопоставлении эффективности предлагаемых к внедрению фреонов широко используется в качестве объекта сравнения.
Исходные данные для расчета цикла холодильной установки на фреоне К12 и альтернативных ему веществах: .
— температура «горячего» теплоносителя на входе в конденсатор установки и на выходе из него принимается постоянной и равной комнатной температуре воздуха: ?'гн = /"н = 20 °С;
— температура «холодного» теплоносителя на входе в испаритель установки и на выходе из него принимается постоянной и равной заданной температуре в холодильной камере: 1'ли = г"н = —20 °С;
— внутренний относительный КПД компрессора: По,- = 0,65;
— минимальный температурный напор в конденсаторе: Д/“|п = 3 °С;
— минимальный температурный напор в испарителе: Д?“,п = о °с.
Расчет цикла холодильной установки на базовом рабочем веществе с учетом заданных исходных данных определил температурный напор в конденсаторе Д/к =4,68 = 4,7 °С. Действительный холодильный коэффициент цикла составил при этом ед = 3,19.
Далее, при неизменном базовом температурном напоре, полученном для эталонного вещества Р12, были рассчитаны параметры термодинамических циклов установок, работающих на веществах из предлагаемого ряда заменителей Я12, путем итеративного подбора давлений альтернативных РВ в теплообменных аппаратах. Отклонение от базового температурного напора в конденсаторе находилось в допустимых пределах ±0,05 °С .
Рассматриваемый альтернативный ряд РВ состоял из чистых веществ, азеотропных и неазеот-ропных смесей.
В холодильных установках стремятся обеспечить постоянство температуры в испарителе, которое дает применение чистых веществ, азеотропных или квазиазеотропных смесевых хладагентов.
Термодинамическое поведение смеси азеотропного состава подобно поведению чистого вещества, поскольку состав паровой и жидкой фаз
у нее одинаков, а давления в точках конденсации и кипения совпадают. Для квазиазеотропных композиций признаки азеотропизма при рабочем давлении конденсатора чаще всего не проявляются, и там появляется заметный температурный глайд.
Концентрации паровой и жидкой фаз неазе-отропной смеси в условиях термодинамического равновесия различаются, а изотерма под бинода-лью вр—\х-координатах имеет наклон, т. е. кипение при постоянном давлении происходит при увеличении температуры хладагента от /4 до ?5„, а конденсация — при падении температуры от ?2„ до /2, (рис. 3). Это необходимо учитывать при определении степени перегрева пара на входе в компрессор, а также при оценке энергетических характеристик холодильной установки.
Графики температурных напоров для различных рабочих веществ в конденсаторе холодильной установки показаны на рис. 4.
При расчете цикла холодильной установки с использованием неазеотропных веществ отслеживалась средняя температура в испарителе ?и ср = (/4 + /5„) / 2 = -20 °С с допустимым отклонением ±0,05° С.
Результаты расчетов циклов холодильных установок на различных РВ представлены в таблице. Из смесевых хладагентов рассматривались азеот-ропные либо близкие к ним (квазиазеотропные). Для расчета термодинамических свойств РВ использована программа ЯЕРРЯОР 8.0.
Примечание. При апробации данной методики расчет величины перегрева всасываемого пара производился только для веществ с положительным наклоном правой пограничной кривой, чтобы обеспечить работу компрессора в области перегретого пара. При этом температура на входе в компрессор г, определялась из условия равенства энтропии 5, = л2„ при итерируемых значениях давления испарения рк и конденсации рг. В таких случаях учитывалось также переохлаждение РВ на выходе из конденсатора в регенеративном теплообменнике. Термодинамические параметры рабочего тела перед дроссельным вентилем опре-
Рис. 3. р-к-диаграмма холодильного цикла для неазеотропной смеси
Рис. 4. Температурный напор в конденсаторе холодильной установки: а — для чистых веществ и азеотропных смесей; б — для неазеотропных смесей
Результаты расчетов циклов холодильных установок на различных рабочих веществах
Вещество Р», МПа •и О Ь, °с Рк, МПа Ч; °С -к О О ?2д, °С и о < %■, кДж/кг С’ кДж/кг Єд
Я12 0,1507 -20,00 -20,00 0,6159 23,00 23,00 51,00 0 121,57 38,08 3,19
Я 134а 0,1327 -20,00 -20,00 0,6300 23,18 23,18 48,11 0 154,59 49,51 3,12
Я125 0,3373 -20,00 -20,00 1,3402 23,95 23,95 37,44 0 91,61 33,80 2,71
Я143а 0,3154 -20,00 -20,00 1,2030 23,19 23,19 44,65 0 140,71 47,80 2,94
Я218 0,2043 -20,00 -20,00 0,8503 24,26 24,26 32,98 13,46 61,12 23,63 2,59
ЯС318 0,0545 -20,00 -20,00 0,3038 24,12 24,12 36,56 14,62 85,54 29,35 2,91
Я31-10 0,0463 -20,00 -20,00 0,2615 24,21 24,21 34,47 19,94 71,34 25,02 2,85
Я 152а 0,1207 -20,00 -20,00 0,5429 21,86 21,86 61,33 0 254,85 76,17 3,35
Я290 0,2445 -20,00 -20,00 0,9100 23,24 23,24 47,24 0 291,81 94,42 3,09
ЯбООа 0,0725 -20,00 -20,00 0,3405 24,00 24,00 41,04 0 272,70 88,17 3,09
Я218/81-' О (95/5 масс. %) 0,2199 -20,55 -19,45 0,9189 23,07 25,25 34,09 12,91 62,07 23,97 2,59
Я218/8Г о (90/10 масс. %) 0,2365 -21,06 -18,95 0,9860 22,17 25,96 34,88 12,30 62,63 24,17 2,59
Я404а 0,3025 -20,21 -19,80 1,1970 23,23 23,64 42,48 0 121,66 42,29 2,88
Я410а 0,4000 -20,03 -19,96 1,4874 20,99 21,11 59,51 0 180,93 56,28 3,22
Я507а 0,3145 -20,00 -19,99 1,2330 23,51 23,54 41,61 0 117,68 41,15 2,86
Я152а/Я600а (80/20 масс. %) 0,1380 -20,15 -19,80 0,6013 22,55 22,61 53,74 0 242,30 75,00 3,23
Я152а/Я134а (20/80 масс. %) 0,1254 -20,03 -19,94 0,5937 22,75 22,87 51,71 0 176,27 55,34 3,19
делялись по энтальпии, найденной из уравнения теплового баланса: - /г, = /г, - /г5„ и давлению кон-
денсации рк.
Анализ полученных результатов позволил сделать вывод, что очень небольшое число РВ может быть превзойти К!2 по термодинамической эффективности. Холодильный коэффициент выше, чем на Ш2, получен лишь для фреонов И152а, 11410а и К152а/К600а (80/20), но ни один из рассчитанных циклов на перечисленных фреонах полностью не соответствует требованиям методики. Прежде всего, не соблюдается условие обеспечения минимального температурного напора в конденсаторе: А/, > А/т)п = 3 °С. При выполнении этого условия (следовательно, при увеличении температурного напора в конденсаторе) термодинамическое пре-
имущество сохраняется лишь для фреона Я 152а. Среднеинтегральный температурный напор в теплообменном аппарате составит Агк =5,98 °С , действительный холодильный коэффициент — ед =3,24.
Сравнительно высокими холодильными коэффициентами обладают также фреоны Я 134а, Я143а, ЯС318, Я290, ЯбООа, Я152а/Ш34а (20/80). Но для фреона ЯС318 давление испарения ниже
0,1 МПа, что вызывает некоторые технологические проблемы. Однако нельзя исключать возможность применения данного фреона при более высоких давлениях, например, в тепловых насосах. Такие же проблемы возникают при использовании фреона ЯбООа, но, кроме этого, данный фреон, как и Я290, горюч, легко воспламенятся и взрывоопасен и, следовательно, существуют ограничения по безопас-
ной (допустимой) массе заправки. При расчете никла холодильной установки на смеси Ю52а/К134а (20/80) не соблюдается условие обеспечения минимального температурного напора в конденсаторе, а его выполнение, и, следовательно, увеличение среднеинтегрального температурного напора в теплообменном аппарате приведет к снижению значения холодильного коэффициента.
Кроме расчета циклов на представленных выше рабочих веществах, производился также расчет для фреонов Я32, 11407с, Я600а/Я290 (43/57 масс. %), ЯСЗ18/БР6 (95/5 масс. %). Однако большой температурный глайд данных РВ не позволяет обеспечить заданные условия расчета, а также является причиной существенного изменения температуры в холодильной камере, что не допустимо при работе холодильных установок.
Представленная в работе методика сравнения термодинамической эффективности холодильных и теплонасосных установок на различных рабочих телах является, на наш взгляд, объективной и научно обоснованной, а также пригодной для оперативного анализа термодинамической эффективности широкого круга хладагентов в заданном интервале температур объекта охлаждения (тепло-отдатчика) и внешнего теплоприемника.
Список литературы
1. Проценко В. П., Зайцев А. А., Старши-нин В. Н. Теплонасосные установки с закритичес-кими параметрами рабочего тела // Теплоэнергетика. 1990. №6.
2. Соколов Е. Я., Бродянский В. М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения. — М.: Энергоиздат, 1981.
3. Цветков О. Б. Холодильные агенты: Монография. 2-е изд. СПб.: СПбГУНиПТ. 2004. — 216 с.
4. Калнинь И. М., Афанасьева И. А., Смыслов В. И. Требования к тестированию и представлению новых хладагентов // Холодильная техника. 1999. №2.
5. Калнинь И. М., Пустовалов С. Б., Савицкий А. И. Тепловые насосы нового поколения, использующие экологически безопасные рабочие вещества // Холодильная техника. 2007. № 1.
6. Мазурин И. М. Выбор альтернативных хладагентов для бытовых холодильников // Холодильная техника. 1995. № 1.
7. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника. Справочник. Книга 4/Под редакцией В. А. Григорьева и В. М. Зорина. — М.: Энергоато-миздат. 1991.
