CC BY
22Theoretical and Applied Heating Engineering Теоретическая и прикладная теплотехника
DOI: 10.17516/1999-494X-0383 УДК 621.577
Specifics of Calculation and Prediction of the Operation of Heat Pumps Working on Fourth Generation Refrigerants
Viktoriia V. Karnaukh*
Tugan-Baranovsky Donetsk National University
of Economics and Trade Donetsk
Received 01.11.2021, received in revised form 10.12.2021, accepted 21.02.2022
Abstract. In this paper, the main metrics for measuring the productivity of vapor compression heat pumps (VCHP) from the thermodynamic and environmental points of view were discussed. Global Warming Potential (GWP), Total Equivalent Warming Impact (TEWI), Life Cycle Climate Performance (LCCP) were used as environmental metrics for assessing the VCHP impact on the environment. In order to calculate the impact of each metrics a water-to-water vapor compression heat pump working on fourth-generation refrigerants, such as R1234ze, R1336mzz (E), R600a, R744, was adapted. The dominant role of LCCP in the assessment of low-carbon refrigeration heat pump and air conditioning equipment was noted.
Keywords: refrigerant, vapor compression heat pump (VCHP), recycled water, coefficient of performance, GWP, TEWi, LCCP.
Citation: Karnaukh, V. V. Specifics of calculation and prediction of the operation of heat pumps working on fourth generation refrigerants. J. Sib. Fed. Univ. Eng. & Technol., 2022, 15(2), 202-215. DOI: 10.17516/1999-494X-0383
© Siberian Federal University. All rights reserved
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-Non Commercial 4.0 International License (CC BY-NC 4.0). Corresponding author E-mail address: karnaukh.vita0629@gmail.com
Особенности расчета и прогнозирования работы теплонасосных установок на хладагентах четвертого поколения
В. В. Карнаух
Донецкий национальный университет экономики и торговли
имени Михаила Туган-Барановского
Донецк
Аннотация. В работе рассмотрены основные показатели, характеризующие работу парокомпрессионных теплонасосных установок (ПКТУ) с термодинамической и экологической точек зрения. В качестве показателей оценки влияния ТНУ на окружающую среду были использованы современные критерии: потенциал глобального потепления (GWP), полный эквивалентный вклад в парниковый эффект (ТЕ"1), влияние на климат за жизненный цикл ^ССР). Проанализирована весомость каждого показателя на примере парокомпрессионного теплового насоса типа «вода-вода», работающего на хладагентах четвертого поколения, а именно на R1234ze, R1336mzz (Е), R600a, R744. Отмечена доминирующая роль ЬССР при оценке низкоуглеродного холодильного, теплонасосного оборудования и оборудования кондиционирования воздуха.
Ключевые слова: хладагент, парокомпрессионная теплонасосная установка, оборотная вода, коэффициент теплотрансформации, GWP, TEWi, LCCP.
Цитирование: Карнаух, В. В. Особенности расчета и прогнозирования работы теплонасосных установок на хладагентах четвертого поколения / В. В. Карнаух // Журн. Сиб. федер. ун-та. Техника и технологии, 2022, 15(2). С. 202-215. DOI: 10.17516/1999-494Х-0383
Введение
Энергетическая и продовольственная безопасности - базис развивающейся зеленой экономики и стратегии устойчивого развития государств. Одним из ключевых направлений технологической модернизации в мире является развитие так называемых зеленых технологий или экологически «толерантных» энергетических технологий, которые позволяют обеспечить необходимый уровень экономического роста без создания дополнительных экологических рисков. В этом вопросе на первый план также выходят технологии по использованию как вторичных энергоресурсов, так и возобновляемых источников энергии.
С каждым годом увеличивается количество научно-прикладных проектов по использованию такого вторичного энергетического ресурса, как техногенная вторичная теплота (температура ресурса 25...300 оС) [1-3]. Такие работы подчеркивают экологизационную трансформацию промышленности.
К отраслям, генерирующим большое количество низкопотенциальной бросовой теплоты, относятся химическая, нефтеперерабатывающая, пищевая, металлургическая, цементная и т. д.
Для рекуперации этого ресурса используется широкий спектр технологий, включая тепло-насосные установки, органический цикл Ренкина (ОЦР), рекуперацию энергии из выхлопных газов, абсорбционное охлаждение или нагрев питательной воды котлов, цикл Калины, термоэлектрические преобразователи, двигатель Стирлинга.
Наиболее широко реализуемыми технологиями являются теплонасосные установки и системы ОЦР. Это подтверждает и тот факт, что в 2019 году мировой рынок тепловых насосов оценивался примерно в 47 млрд долларов. Прогнозируется, что рынок тепловых насосов достигнет ~12 % среднегодового темпа роста до 2029 года [4]. Очевидно, что введение экологически чистых альтернатив традиционным отопительным приборам для ограничения выбросов С02 продолжает способствовать расширению внедрения тепловых насосов.
Забота об окружающей среде всегда была движущей силой и в развитии экологически безопасных хладагентов и технологий, которые их используют. Активные исследования в области оптимизации системного проектирования, повышения энергоэффективности, поиск новых хладагентов и эффективное использование старых систем важны как для теплонасосных систем, так и для холодильных.
В соответствии с поправками к Монреальскому протоколу 1987 года в индустрии хо-лодоснабжения происходят серьезные изменения, а именно с 01.01.2020 в развитых странах полностью прекращено производство озоноразрушающих веществ (ОРВ), таких как R21, R124, R142b, R22, R123 и R141b [5]; параллельно ежегодно разрабатываются и тестируются новые рабочие вещества (хладагенты четвертого поколения), под новом углом рассматривается применение природных рабочих веществ.
Производство, внедрение и утилизация единицы холодильного оборудования, включая теплонасосные установки, теперь рассматривается минимум под тремя «углами зрения»: энергетическим (термодинамическая и эксергетическая эффективность), экологическим и экономическим.
Несмотря на то, что есть ряд зарубежных публикаций, в которых используется для расчетов тот или иной показатель, обобщение имеющейся информации и оценка весомости каждого показателя применительно к парокомпрессионным установкам, работающим на холодильных веществах четвертого поколения, представляется актуальной задачей.
Целью нашей работы было обобщение информации о современных базовых метрических показателях для расчета и прогнозирования работы парокомпрессионных теплонасосных установок, работающих на хладагентах четвертого поколения.
Материалы и методы исследования
В качестве модели принят парокомпрессионный тепловой насос типа «вода-вода», состоящий из четырех основных элементов (рис. 1). Для предотвращения гидравлического удара и «горячего» дросселирования в цикле предусмотрена внутренняя регенерация теплоты в регенеративном теплообменнике (2). Как отмечено в [6], внутрицикловая регенерация также способствует возрастанию коэффициента теплотрансформации ^ и эксергетического КПД п,-
Исследуемые рабочие тела - хладагенты четвертого поколения по классификации ASHRAE: R1234ze, R1336mzz (Е), R600a, R744 (табл. 1).
Средняя температура источника низкопотенциальной теплоты - оборотной воды предприятий пищевой промышленности - принята равной 30 °С, поэтому температура испарения составляет 20 °С, если принять среднюю разницу температур в испарителе 10 °С. Эффективность внутреннего теплообменника для анализа принята равной 60 %. Температура конденса-
5
Рис. 1. Схема парокомпрессионного теплового насоса: 1 - испаритель; 2 - регенеративный теплообменник, 3 - компрессор, 4 - электромотор; 5 - конденсатор; 6 - ресивер; 7 - дросселирующее устройство
Fig. 1. Layout of a vapor compression heat pump: 1 - evaporator; 2 - inner heat exchanger, 3 - compressor, 4 -electric motor; 5 - condenser; 6 - receiver; 7 - throttling device
Таблица 1. Основные термодинамические свойства хладагентов, применяемых для рассматриваемой ПКТУ [5, 8]
Table 1. Basic thermodynamic properties of refrigerants used for VCHP [5, 8]
Хладагент / параметр R600a R744 R1234ze 1336mzz-E
HC Carbon Dioxide HFO HFO
Природный хладагент Природный хладагент Гидрофторолефин/ х. а. 4-го поколения Ненасыщенные органические соединения/ х. а. 4-го поколения
Химическая формула С4Н10 CO2 CF3-CH=CHF CF3CH=CHCF3
Молекулярная масса, кг/кмоль 58,1 44,1 114,04 164,06
Температура кипения при р=1 атм, К 261,2 -78,4 254,17 300,4
Критическая температура, К 407,98 304,12 382,52 410.7
Критическое давление (абсолютное, ркр, бар) 36,846 72,75 36,4 31,5
Критическая плотность, кг/м3 225,5 467,6 470,0 500,0
Потенциал разрушения озонового слоя, ODP 0 0 0 0
Потенциал глобального потепления, GWP 3 1 7 18
Класс безопасности A3 A1 A2L A1
ции составила 60 °С; разность температур на выходе из конденсатора 5 °С. Тепловая нагрузка на конденсатор Qкд = 450 кВт.
В большинстве работ анализ теплонасосных систем основан на первом законе термодинамики, т. е. на тепловом балансе термодинамической системы без учета потерь и необратимости процессов:
^иНж^КД^ТШ (1)
где qИ - удельная теплота, отводимая в испарителе от низкопотенциального источника, кДж/кг; 1сж - удельная работа сжатия компрессора, кДж/кг; qКд = qТн - удельная теплота, отводимая в конденсаторе к высокопотенцильному источнику (теплопроизводительность), кДж/кг.
Общепринятым показателем энергетической эффективности применения парокомпрес-сионных тепловых насосов является критерий термодинамического совершенства системы -коэффициент теплотрансформации или коэффициент производительности (СОР, цтн), равный отношению полной теплопроизводительности к полному энергопотреблению:
= (2)
сж сж
По рекомендациям Международного Института Холода в качестве эталона всех установок, работающих по обратному циклу, принят обратный обратимый цикл Карно, для которого коэффициент теплотрансформации имеет максимальное значение в заданном диапазоне температур:
^^карно = Тр ^ , (3)
^впи — -*нпи
где ТВПИ и ТНПИ - значения температуры высокопотенциального и низкопотенциального источников соответственно, К.
Термодинамический анализ цикла теплового насоса проводится при сравнении действительного цикла с теоретическим для определения необратимостей и поиска путей их минимизации.
В парокомпрессионном тепловом насосе имеют место следующие необратимости:
- необратимость в процессе сжатия в компрессоре;
- необратимость в процессе дросселирования;
- необратимости в процессах теплообмена между рабочим веществом и внешними источниками теплоты при подводе и отводе теплоты в цикле.
Степень термодинамического совершенства определяется как для теоретического (4), так и для действительного (5) цикла:
теоретическая степень термодинамического совершенства
со г
, (4)
! теор ^ \,, ' 47
^^карно
действительная степень термодинамического совершенства
Упей
(5)
деист
СОР
карно
Термодинамический анализ, базируемый на понятии энтропии, ее количественном изменении и необратимости процессов, не раскрывает качественную составляющую энер-
Второй закон термодинамики вводит понятие эксергии как мощного инструмента для анализа как количества, так и качества используемой энергии. Баланс эксергии подобен балансу энергии, но имеет фундаментальное отличие в том, что энергетический баланс является утверждением закона сохранения энергии, а эксергетический баланс, применяемый к процессам, показывает, какая часть входящей в систему эксергии была потреблена (безвозвратно потеряна) системой, т. е. эксергия может рассматриваться как утверждение закона деградации энергии.
Эксергетический метод, составленный на основе первого и второго законов термодинамики, позволяет выполнить как относительную (эксергетический КПД), так и абсолютную оценку степени термодинамического совершенства системы. При анализе учитывают затраченную эксергию и получаемый при этом эксергетический КПД. Задача состоит в том, чтобы подведенная в анализируемую систему эксергия была минимальной и реализовывалась с максимально возможным эксергетическим КПД.
Поскольку в теплонасосных установках приходится иметь дело с непрерывным потоком рабочего тела (хладагентов), для удобства анализа этих установок представляется целесообразным оперировать понятием эксергии системы для случая, когда процессы в этой системе совершаются в потоке.
Эксергия теплового потока является работой, получаемой в цикле Карно, если приемник теплоты - окружающая среда. Определение эффективности тепловых циклов на основе эксер-гии, а не работы позволяет сравнивать установки, работающие в разных условиях окружающей среды.
Значение удельных эксергий хладагента в характерных точках процесса
где Н0, So - энтальпия и энтропия хладагента при параметрах окружающей среды Т0=303К, р0 = 0,1МПа.
При анализе термодинамических циклов в качестве Т0 была принята температура источника низкопотенциальной теплоты как среда, обладающая неограниченной теплоемкостью [6]. Уравнение эксергетического баланса через удельные величины для ПКТН
где Ае - приращение эксергии системы между начальной и конечной точками процесса, кДж/кг; £евх и !евых - суммы входящих и выходящих потоков эксергии соответственно, кДж/кг; -сумма потерь эксергии, кДж/кг.
Эксергетический КПД це характеризует степень необратимости реальных процессов и циклов, протекающих в различном теплотехническом оборудовании.
=(^-K)-T0(Si-s0),
(6)
(7)
= !>вых =TeBX-Td, Td, fg)
le Y V \' ^ '
евх ^ евх ^ евх
Для обратимых процессов потери эксергии hd =0 и эксергетический КПД це = 1, для необратимых hd > 0 и пе < 1. Таким образом, потери эксергии характеризуют необратимость происходящих в системе процессов.
К показателям, характеризующим работу ПКТУ, также относятся:
Экологический коэффициент преобразования (теплотрансформации) [8]
.
Tdi
Индекс эксергетической устойчивости
.
Результаты и обсуждения
Для оценки работы ПКТУ типа «вода-вода», работающей на современных хладагентах, использовано программное обеспечение: REFPROF ver.9.0, MS Excel, CoolPack 1.49. Для каждого хладагента были построены действительные циклы в log^-h-координатах и выполнены полные термодинамический и эксергетический расчеты. Основные термодинамические показатели, характеризующие работу ПКТУ типа «вода-вода», приведены в табл. 2.
Для хладагентов R1234ze и R600a значения р,тн имеют незначительную разницу на 2,7 %, а значения пе для R600a в два раза превышает пе как для R1234ze, так и для R1336mzz (E). Поэтому для заданных исходных данных для ПКТУ в качестве рабочего тела целесообразно рассматривать R600a.
Термодинамический анализ цикла является той базой, на которой можно решать более сложные задачи, например проводить термодинамическую и термоэкономическую оптимизацию, синтезировать новые схемные решения.
Таблица 2. Термодинамические характеристики действительного цикла ПКТУ типа «вода-вода» Table 2. Thermodynamic characteristics of the real cycle of «water-to-water» VCHP
Хладагент/ показатель R1234ze R1336mzz (E) R600a R744
Цтн 6,86 5,33 7,05 4,0
соркарно 8,33 8,33 8,33 7,53 (сорлоренца)
утеор 0,82 0,64 0,85 0,54
удейст 0,57 0,44 0,58 0,41
Пе 0,34 0,31 0,62 0,59
ЕСОР 2,32 1,53 6,39 1,42
ИЭУ 2,03 2,23 0,6 0,7
Показатели оценки влияния на окружающую среду систем кондиционирования и теплонасосных систем
i ; ~хг ; 1
X Потенциал X S Полный \ /влияние на климат за \
/глобального потепления\ /эквивалентный вклад\ / жизненный цикл ВКЖЦ \
I W^m^g Potential ) ^арни™ эффект ( (англ. Lite Cycle Climate V GWP) У V (англ'Total Equivalent I \ Performance LCCP) J ----\Warming Impact TEWI)J \___/
Рис. 2. Современные экологические показатели, характеризующие влияние на окружающую среду систем кондиционирования и теплонасосных установок
Fig. 2. Modern environmental metrics characterizing the impact on the environment of air conditioning systems and heat pump systems
В процессе выбора хладагента в основном используются три экологических показателя (рис. 2).
Хотя каждый из показателей служит одной и той же цели - количественной оценке воздействия хладагентов на глобальное потепление, их использование может привести к разным выводам. Поэтому для корректного проектирования, эксплуатации и прогнозирования работы парокомпрессионных систем неотъемлемым этапом должна быть оценка ее влияния на климат за весь срок эксплуатации. Ниже приведена подробная характеристика каждого показателя и их взаимная сравнительная характеристика.
Потенциал глобального потепления ПГП (Global Warming Potential - GWP) - это теплота, поглощаемая любым парниковым газом в атмосфере, кратная количеству теплоты, которое может быть поглощено той же массой диоксида углерода (CO2). Для CO2 GWP равен 1. Для других газов это зависит от газа и временных рамок. Значения GWP оцениваются и обновляются для каждого временного интервала по мере улучшения методов.
Чем больше GWP, тем больше конкретный газ нагревает Землю по сравнению с CO2 за этот период времени. Оценки значений GWP за 20 и 100 лет периодически включаются в отчеты Межправительственной группы экспертов по изменению климата. GWP представляют собой общую единицу измерения, которая позволяет аналитикам суммировать оценки выбросов различных газов (например, для составления национального кадастра парниковых газов), а разработчикам политики сравнивать возможности сокращения выбросов по секторам и газам.
GWP зависит от следующих факторов: поглощение инфракрасного излучения данным газом, спектральное положение его поглощающих длин волн, время жизни газа в атмосфере. Высокий GWP коррелирует с большим поглощением инфракрасного излучения и длительным временем жизни в атмосфере. Зависимость GWP от длины волны поглощения более сложна. Даже если газ эффективно поглощает излучение на определенной длине волны, это может не сильно повлиять на его GWP, если атмосфера уже поглощает большую часть излучения на этой длине волны. Значения GWP хладагента приводятся в специализированной литературе [5, 8].
Полный эквивалентный вклад в парниковый эффект (Total Equivahnt Warming Impact TEWI) - эталон для оценки общих выбросов. Данный параметр имеет хорошо стандартизированный метод расчета, который описан, например, в европейском стандарте EN-378-1-2014 «Холодильные системы и тепловые насосы - Требования безопасности и окружающей среды. Основные требования, определения, классификация и критерии выбора».
Помимо прямого воздействия хладагента (которое оценивается с помощью GWP), любая система или процесс, требующий подвода энергии, косвенно влияет на окружающую среду путем эмиссии CO2 в процессе производства этой энергии.
TEWI является показателем для оценки парникового эффекта путем сочетания прямого вклада от выбросов хладагентов в атмосферу и косвенного вклада от выбросов углекислого газа и других газов, образующихся при выработке энергии, необходимой для работы холодильной системы в течение всего срока ее эксплуатации [9]:
TEWI = GWP-rn^-Lmix-n+GWP-m^-(\-aYl)+Em^p-n, (9)
где GWP - потенциал глобального потепления хладагента по отношению к СО2 (GWPCo2=1), кгС02//кг; тха. - масса хладагента в установке, кг (из т/д расчета); аут - величина утилизации хладагента (эмиссия) из установки, от 0 до 1; Ьгод - величина утечек хладагента в течение года,% (2-5 % от заправки); n - средний срок работы установки, лет (минимум 15 лет); в - коэффициент косвенных выбросов - масса выделяющегося при производстве 1 кВтч электроэнергии диоксида углерода, кг*СО2 /(кВтч) (0,165 кг*СО2 /(кВтч); Егод - годовое энергопотребление, кВтч/год.
Показатель TEWI предназначен для расчета полного влияния процессов искусственного охлаждения на парниковый эффект. Этот показатель учитывает как прямое влияние на парниковый эффект хладагента, если имеет место его утечка, так и косвенное воздействие холодильной системы вследствие потребления ею энергии, используемой для энергоснабжения установки при ее нормальной работе в течение всего срока ее эксплуатации.
Прямые выбросы включают ежегодную утечку хладагента и утечки, вызванные катастрофами; косвенные выбросы связаны с жизненным циклом хладагента, с производством и транспортировкой системы и хладагента. Показатель TEWI более показателен, чем GWP, но он не принимает во внимание все сопутствующие косвенные выбросы.
Показатель «влияние на климат за жизненный цикл» (Life Сус1е Climate Ре^огтапсе -LCCP) - был разработан в 1999 году экспертом, работающим в Агентстве по охране окружающей среды США и членом Группы по Монреальскому протоколу по технологии и экономической оценке, который заметил, что TEWI игнорирует значительные выбросы нежелательного гидрофторуглерода (HFC) - 23, побочного продукта гидрохлорфторуглерода. В 2005 году совместный комитет Межправительственной группы экспертов ООН по изменению климата МГЭИК и ГТОЭО одобрил показатель LCCP для использования при оценке низкоуглеродного холодильного оборудования и оборудования кондиционирования воздуха.
На практике расчет LCCP сложнее, чем TEWI, и предназначен для предоставления целостной картины воздействия установки на окружающую среду. LCCP рассчитывается как сумма прямых и косвенных эмиссий системы за весь период существования системы «от колыбели до могилы» (рис. 3) [10, 11].
Рис. 3. Визуальное сравнение параметров TEWI и LCCP Fig. 3. Visual comparison of TEWI and LCCP parameters
Параметр LCCP определяется по следующим формулам:
LCCP = прямое воздействие (DE)+ косвенное воздействие (Ж), (10)
т = шха (.п ■ Ьтд + ЕОЬ)(ОШР+ас!р.ОШ), (11)
где тха. - масса хладагента в установке, кг (из т/д расчета); п - средний срок работы установки, лет (минимум 15 лет); GWP - потенциал глобального потепления хладагента по отношению к СО2 (GWPco2=1), кгС02экв//кг; Ьгод - величина утечек хладагента в течение года,% от заправки (2-5 %); EOL - остаток хладагента на конец срока службы,% от заправки (принимаем 15 % от заправки); adp.GWP — адаптационный потенциал глобального потепления хладагента, кгС02экв/кг (по табл. для R1234yz =3.3, R600a=1.7, R=1336mzz=3.1).
где Егод - годовое энергопотребление, кВтч/год; ЕМ - эмиссия С02., приходящаяся на 1 кВт*ч энергии, (кгС02экв /(кВт*ч); (0,54... 0,86 кг С02ЭКВ/(кВт*ч); т - масса установки, кг; ММ - эмиссии СО2 при производстве материалов, кг СО2 ЭКВ/кг; тпм - масса переработанного материала
(вторсырья), кг; КМ - эмиссии СО2 при производстве вторсырья, кгСО2экв /кг; EOL - остаток хладагента на конец срока службы,% от заправки (принимаем 15 % от заправки); КЕМ - эмиссии при производстве хладагента, кгСО2экв /кг; RFD - эмиссии при уничтожении хладагента, кг СО2 экв/кг.
Методика определения LCCP - очень гибкий инструмент, применяемый к любому типу стационарных холодильных систем, систем кондиционирования и тепловых насосов, использующих парокомпрессионный цикл и потребляющих электроэнергию из электросетей. Различные системы можно сравнивать, если расчеты производятся с одинаковыми допущениями и в соответствии с предложенным методом расчета.
Эта методология может быть использована для сравнения различных опций для снижения общих эмиссий теплонасосной установки в течение срока ее службы.
Для проведения сравнительной оценки экологических показателей работы ПКТУ типа «вода-вода» на разных хладагентах в качестве эталонного хладагента принят R410А как один из наиболее применяемых на данный момент хладагентов в парокомпрессионных системах. Расчетные значения экологических показателей приведены в табл. 3.
Исходя из полученных результатов, можно видеть, что наиболее экологически чистым хладагентом с наименьшим GWP является R600a со значением суммарной эмиссии эквивалентного СО2 за весь период жизненного цикла (15 лет) в 8,64 кгСо2. Непосредственный вклад в TEWI вносит величина коэффициента преобразования ПКТУ ц^. Так, при использовании хладагента, требующего на 3 % больше электроэнергии на привод оборудования ТНУ или ХМ, показатель TEWI будет почти в 3 раза выше. Так, несмотря на то, что GWP в.бооа> GWP а744 в 3 раза, энергопотребление ПКТУ на R744 на 35,26 % больше, чем для ПКТУ на R600a, а значит, и удельные косвенные выбросы больше, что подтверждается расчетами. Из рассматриваемых альтернативных рабочих тел наихудшие экологические показатели у R1336mzz (Е), т. к. суммарная эмиссия эквивалентного СО2 за весь период жизненного цикла превышает аналогичный показатель для R600a в 4,2 раза.
Результаты LCCP показывают, что производительность системы и выбросы при производстве оборудования являются доминирующими факторами выбросов С02 в течение всего срока службы ПКТУ Результаты сравнения хладагентов на основе TEWI и LCCP прямопропорцио-
Таблица 3. Расчетные значения экологических показателей ПКТУ типа «вода-вода» Table 3. Obtained values of environmental metrics of the «water-to-water» VCHP
хладагент R1234ze R1336mzz (E) R600a R744 R4^
GWP 7 18 3 1 2000
% от R4^ 0,35 0,9 0,15 0,05 100 %
TEWI, кгС02экв 16,33 36,33 8,58 10,43 43,3
% от R4^ 37,7 83,9 20,0 24,09 100 %
LCCP, кгС02экв 16,58 36,52 8,64 10,68 45,4
% от R4^ 36,2 80,4 19,0 23,52 100 %
% от TEWI +1,51 +0,52 +0,7 +2,4 +4,84
10,00
6,49
5,00 0,00
хладагент
Рис. 4. Значения обобщенного критерия DREF для рассматриваемых хладагентов Fig. 4. Values of the composite criterion DREF for the considered refrigerants
нально зависят от величины потребляемой энергии со стороны ПКТУ, что также отражается на КПД системы.
В настоящее время нет общепризнанной методики экономических обоснований эффективности применения тепловых насосов. Ее разработка во многом осложнена отсутствием единой типовой методики технико-экономических расчетов, утвержденной на государственном уровне. Применяемая сейчас при составлении бизнес-планов методика ПРООН (Программа Развития Организации Объединенных Наций) оперирует критериями чистой дисконтированной прибыли и связывает выбор того или иного технического решения с экономическим интересом инвестора, ставя этот выбор в зависимость от существующей на данный момент налоговой системы, тарифной и ценовой политики, таможенного законодательства и других факторов, которые с течением времени могут меняться.
Для дальнейшей оценки и выбора «желательного» хладагента для рассматриваемой ПКТУ мы использовали метод многокритериальной оптимизации, предлагаемый в работе [12]. Определяемый при этом обобщенный критерий DREF сводит все оценки по отдельным критериям в единую числовую оценку (рис. 4). Минимальное значение DREF критерия соответствует наилучшему хладагенту среди одновременно расматриваемых рабочих тел. В данной работе мы анализировали девять показателей: термодинамические, экологические и экономический, а именно теплопроизводительность ПКТУ (#ТН, кДж/кг); действительный эксергетический КПД (ne); действительная степень термодинамического совершенства (удейст); действительный коэффициент теплотрансформации (цТН); GWP, кгС02экв//кг; TEWI, кгС02экв//кг; LCCP, кгСО2экв/кг; индекс воспламеняемости; стоимость 1 кг хладагента. Как видно на рис. 4, наименьшее значение критерия DREF получено для природных хладагентов R600a и R744; на 13 % критерии DREF для R1234ze выше, чем для R744, что также позволяет рекомендовать данный хладагент.
Заключение
В проведенной работе было определено, что эффективность парокомпрессионных тепло-насосных установок (ПКТУ) следует оценивать комплексно, с использованием энергетических, экологических и экономических показателей. Использование только энергетических или
одновременно энергетических и экологических критериев однозначно не определяет эффективность установки.
Для ПКТУ, использующей в качестве источника низкопотенцальной теплоты оборотную воду предприятий пищевых производств и работающей на хладагентах четвертого поколения, определены как значения показателей энергетической и экологической эффективности, так и обобщенный критерий DREF, который сводит все оценки по отдельным параметрам в единую числовую оценку.
Установлено, что при заданных условиях наименьшее значение критерия DREF соответсву-ет природным хладагентам R600a и R744, на 13 % критерии Drep для R1234ze выше, чем для R744, что также позволяет рекомендовать данный хладагент в качестве рабочего тела средне-температурных ПКТУ
Предложенная методика оценки и выбора хладагента, основанная на методе многокритериальной оптимизации, является удобным инструментом при комплексной оценке работы систем кондиционирования и теплонасосных установок.
Дальнейшие исследования связаны с определением зависимостей термодинамических и эксергетических параметров от изменения значений температуры НПИ и окружающей среды.
Список литературы / References
[1] Остапенко О. П., Бакум Е. В., Ющишина А. В. Энергетический, экологический и экономический аспекты эффективности теплонасосных станций на природных и промышленных источниках теплоты, HayKoei пращ ВНТУ, 2013, 3, 1-11 [Ostapenko O. P., Bakum E. V., Yuschishina A. V. Energy, environmental and economic aspects of the efficiency of heat pump stations on natural and industrial heat sources. Scienceрареrs of VNTU, 2013, 3, 1-11 (in Russian)].
[2] Karnaukh V. V. An application of CO2 as a refrigerant for medium temperature heat pumps, J. Sib. Fed. Univ. Eng. & Technol., 2021, 14(6), 703-713. DOI: 10.17516/1999-494X-0344.
[3] Аникина И. Д., Сергеев В. В. Применение тепловых насосов для повышения энергоэффективности паросиловых ТЭС. Научно-технические ведомости CaHKm-Петербургского государственного политехнического университета. 2013, 3(178), 56-61. [I. D. Anikina, V. V. Sergeev. Heat pumps' application for energy efficiency rising of steam-power HPP. Scientific and Technical Statements of St.-Petersburg State Polytechnical University. 2013, 3(178), 56-61 (in Russian)].
[4] Прогноз рынка тепловых насосов, анализ тенденций и отслеживание конкуренции: обзор рынка с 2019 по 2029 год: https://heatpumpjournal.com.ua/blog/1662/prognoz-rynka-teplovyh-nasosov-analiz-tendencij-i-otslezhivanie-konkurencii-obzor-rynka-s-2019-po-2029-god [дата обращения 25.11.2021]. [Heat Pump Market Forecast, Trend Analysis and Competition Tracker: Market Overview from 2019 to 2029: https://heatpumpjournal.com.ua/blog/1662/prognoz-rynka-teplovyh-nasosov-analiz-tendencij-i-otslezhivanie-konkurencii-obzor-rynka-s-2019-po-2029-god [Access: 25.11.2021 (in Russian)].
[5] Озонобезопасные хладагенты / Цветков О. Б., Бараненко А. В., Лаптев Ю. А. Сапожников С. З. Ховалыг Д. М., Пятаков Г. Л. Научный журнал НИУ ИТМО. Холодильная техника и кондиционирование. 2014, 3, 98-111. [Ozone layer-safe refrigerants. Tsvetkov O. B., Baranenko A. V., Laptev YU.A., Sapozhnikov S. Z., Khovalyg D. M., Pjatakov G. L. Scientific Journal of SRI ITMO. Refrigeration and air conditioning, 2014, 3, 98-111 (in Russian)].
[6] Миронова Н. В., Елистратов С. Л., Овчинников Ю. В., Томилов В. Г. Повышение термодинамической эффективности рабочих циклов парокомпрессионных тепловых насосов. Научный вестник НГТУ. 2018, 2 (71), 143-156. doi: 10.17212/1814-1196-2018-2-143-156. [Mironova N. V., Elistratov S. L., Ovchinnikov Yu.V., Tomilov V. G. Povyshenie termodinamicheskoi effektivnosti rabochikh tsiklov parokompressionnykh teplovykh nasosov [Increasing thermodynamic efficiency of working cycles of steam compression heat pumps]. Nauchnyi vestnik Novosibirskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universiteta - Science Bulletin of the Novosibirsk State Technical University. 2018, 2 (71), 143-156. doi: 10.17212/1814-1196-2018-2-143-156 (in Russian)].
[7] Refrigeration. ASHRAE Handbook, 2010. 362p. [Electronic Resource] - Access: https://www. ashrae.org/technical-resources/ashrae-handbook/description-2018-ashrae-handbook-refrigeration.
[8] Sinan Karakurt, U. Gunes, Yasin Ust. Exergetic and economic analysis of subcooling and superheating effect on vapor compression refrigeration system, Proceedings of the ASME2016 Power Conference POWER2016 June 26-30, 2016, Charlotte, North Carolina, 2016, 1-6.
[9] Methods of calculating Total Equivalent Warming Impact (TEWI) 2012: Guidelines The Australian Institute of Refrigeration, Air conditioning and Heating, 2012: [Electronic Resource] - Access: https://www.airah.org.au/Content_Files/BestPracticeGuides/Best_Practice_Tewi_June2012.pdf.
[10] Guideline for Life Cycle Climate Performance International Institute of Refrigeration, 2016, V.1.2. [Electronic Resource] - Access: http://www.cold.org.gr/library/downloads /Docs/Guideline%20 for%20life%20cycle%20climate%20performance.pdf.
[11] Zhang, Ming and Muehlbauer, Jan. Life Cycle Climate Performance Model for Residential Heat Pump Systems. International Refrigeration and Air Conditioning Conference Paper 1311, 2012,1-11.
[12] Karnaukh V. V. Mazur V. A., Biryukov A. B., Rzhesik К. A. Trade-off working fluid selection for heat pumps. Proceedings of the IV International Scientific and Technical Conference «Energy Systems», Belgorod, 2019. doi:10.1088/1757-899X/791/1/012066 [Electronic Resource] - Access: https://iopscience.iop.org/article/10.1088/1757-899X/791/1/012066.
