Оценка эффективности использования эксергии в установках кондиционирования воздуха Текст научной статьи по специальности «Строительство и архитектура»

а) б)

Рис. 4. Результаты оптимизации балки с круглой перфорацией стенки: а) двутавр 30:---оптимальное

конструктивное решение;-----традиционное конструктивное решение;----решение для исходного профиля

б) двутавр 50:---оптимальное конструктивное решение; — - традиционное конструктивное решение;

----решение для исходного профиля

Таким образом, усовершенствование балочной балок с круглой перфорацией в стенке позволяет по-

конструкции в направлении снижения её весовых по- лучать экономию стали от 10 до 30 и экономию энер-

казателей представляется эффективным и перспек- гозатрат на их изготовление около 20%. тивным направлением. Исследование и внедрение

Библиографический список

1. Рогатовских Т.М. Прочность стальных сжато-изогнутых 3. Скляднев А.И. Пути повышения эффективности примене-перфорированных элементов в упругопластической стадии: ния перфорированных балок // Известия вузов. Строитель-дис. ... канд. техн. наук: 05.23.01; Липецкий гос. техн. ун-т. ство и архитектура. 1981. № 10. С. 11-15.

Липецк, 2009. 206 с. 4. Юрченко А.А. Напряжённо-деформированное состояние

2. Беленя Е.И. Металлические конструкции. Общий курс: балок замкнутого сечения с перфорированными стенками: учебник для инженерно-строительных вузов. М.: Стройиз- атореф. дис. ... канд. тех. наук: 05.23.01; Сибирский феде-дат, 1985. 500 с. ральный ун-т. Красноярск, 2008.

УДК 628.8

ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ЭКСЕРГИИ В УСТАНОВКАХ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

© О.В. Шарова1

Иркутский государственный технический университет, 664074, Россия, г. Иркутск, ул. Лермонтова, 83.

Рассмотрены существующие методы оценки эффективности использования эксергии в системах кондиционирования воздуха. Отражены преимущества и недостатки способов, используемых в данный момент. Предложен новый метод составления эксергетического баланса, совмещающий отдельные части существующих методов, а также позволяющий более подробно рассмотреть распределение потоков эксергии, потери эксергии из -за несовершенства процессов, способы повышения эффективности установок.

1Шарова Ольга Владимировна, аспирант, тел.: (3952) 405143, e-mail: [email protected] Sharova Olga, Postgraduate, tel.: (3952)405143, e-mail: [email protected]

Ил. 7. Табл. 1. Библиогр. 6 назв.

Ключевые слова: эксергия; кондиционирование; эксергетический анализ; холодильная машина.

ASSESSING EXERGY USE EFFICIENCY IN AIR-CONDITIONING SYSTEMS O.V. Sharova

Irkutsk State Technical University, 83 Lermontov St., Irkutsk, 664074, Russia.

The article deals with the current methods estimating exergy use efficiency in air conditioning systems. Having identified the advantages and disadvantages of the methods being in use currently the author proposes a new method of exergy balance compiling. The last combines some parts of the existing methods and enables a more detailed examination of exergy flow distribution, exergy losses caused by process imperfection, as well as the methods to improve the efficiency of plants.

7 figures. 1 table. 6 sources.

Key words: exergy; air conditioning; exergic analysis; refrigerating unit.

В настоящее время для оценки эффективности использования энергии в различных промышленных установках довольно широко используется метод эк-сергетического анализа. На данный момент существует потребность в создании метода для сравнения различных установок кондиционирования, сравнения различных хладагентов, сравнения влияния окружающей среды на эффективность работы систем кондиционирования.

Существующие методы позволяют рассчитывать эксергетический коэффициент полезного действия (КПД) установок охлаждения как степень совершенства использования энергии в них. Нам представляется более объективным сравнение не абсолютных эк-сергетических КПД, а относительных по отношению к идеализированному аналогу совершенной для данных условий установки.

В работе Я. Шаргута, Р. Петелы [6] рассмотрено влияние необратимости явлений на совершенство промышленных процессов, а также полезный эффект от установки в виде совершаемой ею работы L. Уменьшение полезного эффекта связано с необратимостью происходящих процессов. Сравнивая обратимые и необратимые процессы, получаем следующее: условия работы обеих установок одинаковы, количество тепла Q1, количество и параметры приведенного агента ¡1 и s1, количество и параметры отведенного агента ¡2 и s2 остаются неизменными для обоих случаев. Однако изменяется количество сбросного тепла, отдаваемого в окружающую среду Q0s. Работа, совершенная обратимой установкой, обозначена Lмакс.

Энергетический баланс реальной установки:

Ь= <21 + 11-12" (1)

где Q1 - тепло, подведенное от теплоотдатчика с температурой Т, отличающейся от температуры окружающей среды; Q0 - сбросное тепло, отданное установкой в окружающую среду, температура которой Т0; ¡1 и ¡2 - энтальпии подводимого и отводимого вещества.

Для идеальной установки

^ ма кс = <1 + ' 1 " ' 2 " 2 0 5. (2)

Потери работы, вызванные необратимостью установки, получаем при вычитании этих уравнений:

А £ = ^макс " ^ = «0 " «05. (3)

Соответственно, чем несовершеннее установка, тем больше количество тепла, отданного в окружающую среду.

Если исследуемая установка отбирает тепло из окружающей среды < 0), то необратимость ее работы приводит к уменьшению количества отбираемого тепла.

К исследуемым процессам следует применять также Второй закон термодинамики. Сумма приращений энтропий всех тел, участвующих в процессах реальной установки, больше 0 и составляет

П= 5 "5 + (4)

¡1 'о

В идеальной установке сумма приращений энтро-пий равна 0:

0= 5-5+ М. (5)

' 'о

При вычитании уравнений получаем

П X То = <2о + «05. (6)

Подставляя полученное уравнение в выражение для потерь работы, получаем:

А £ = П X Т0. (7)

Данный закон известен под названием закона Гюи - Стодолы. Технический смысл потерь эксергии, определяемый по этому закону, становится понятен при рассмотрении необратимого процесса, состоящего из нескольких звеньев. Конечное состояние термодинамического агента в любом промежуточном звене процесса является начальным состоянием агента в следующем звене. Соответственно, части процесса, установленные для отдельных звеньев, в сумме образуют процесс для всей исследуемой системы. Отсюда следует, что потери эксергии во всей исследуемой установке являются суммой потерь эксергии, найденных для всех звеньев в отдельности. Следовательно, потери эксергии, определенные по закону Гюи - Стодолы, можно складывать.

Также можно сделать вывод, что потери эксергии, возникающие в соответствии с законом Гюи - Стодолы, безвозвратны, они не могут быть возвращены даже частично.

В работе Г.Д. Бэра [2] рассмотрены потоки эксергии и анергии в циклах промышленных процессов.

При охлаждении помещения для поддержания постоянной температуры от него должен постоянно отводиться тепловой поток Q0i проникающий в помещение через неадиабатную стенку. Этот отводимый поток называется холодильной нагрузкой и характеризуется знаком минус.

Тепловой поток, проникающий из окружающей

среды через наружное ограждение помещения, состоит только из анергии. Этот поток анергии при необратимом теплообмене увеличивается вследствие потерь потока эксергии в стенке.

Таким образом, отводимая при охлаждении холодильная нагрузка состоит из подводимого потока эксергии

^0= (| - 1) х| <2о1 = (1 -|)х(?о (8)

и отводимого потока анергии

В? о = 7 х<?о. (9)

'в

Поток эксергии £00, который должен быть введен в холодильную камеру, и поток анергии Б00, который должен быть выведен из холодильной камеры, равны друг другу.

К обратимо работающей холодильной установке подводится мощность привода

% . = ^ о = (| - 1 ) х <?о, (10)

которая точно покрывает потребность холодильной камеры в эксергии.

К необратимо работающей установке должна подводиться большая мощность привода

Р = £? о + Яе=Ро6р . + (11)

для того, чтобы покрыть также потерю эксергии вследствие необратимости.

Эта дополнительно подведенная мощность превращается в анергию и увеличивает поток анергии, который должен отводиться в окружающую среду в виде тепла:

| <? | = В? о + = | <?обр. I + (12)

Оценить термодинамическое совершенство холодильной установки можно с помощью эксергетическо-го КПД:

_ о _ Б<}о р

Пе

< 1.

(13)

(вео + ое)

В обратимом идеальном процессе эксергетиче-ский КПД принимает значение, равное единице. Отклонения от этого значения служат мерой потерь эксергии.

Для оценки установки в холодильной технике часто используется холодильный коэффициент

(14)

= ^ = ц х

р 1Р.

РН - тв)

Холодильный коэффициент может достичь наибольшего значения при 1, то есть для обратимой холодильной установки

£0 6р . = 7т 7М (15)

' н ' в)

Таким образом, мерой качества холодильной установки является не величина £, а отношение

т~ = Ъ (16)

^бр.

Описанные выше методы исследования процессов охлаждения не позволяют решать следующие задачи: возможность производить оценку эффективности отдельных элементов парокомпрессионных установок; осуществлять сравнение различных установок по отдельным показателям и типам хладагентов. В рассмотренных работах не исследовано влияние параметров окружающей среды на показатели эксерге-тической эффективности.

Сравнивая значения затрат эксергии в реальных установках с идеализированными, получим относительный эксергетический КПД, являющийся мерой совершенства установки [5, 3].

Рассмотрим процесс охлаждения воздуха в идеальной парокомпрессионной машине (рис. 1).

Рис. 1. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной установки

Компрессор всасывает пары хладагента (точка 1), иадиабатно сжимает газообразный хладагент до давления конденсации (точка 2). Перегретый пар охлаждается в конденсаторе, отдает тепло окружающей среде и полностью конденсируется (точка 3). Кипящая жидкость дросселируется под давлением испарения (точка 4). В испарителе смесь жидкости и пара отводит холодильную нагрузку от холодильной камеры и переходит в сухой насыщенный пар. На p-i диаграмме состояния хладагента такой цикл для хладагента R22 и температур кипения равной 5°С, а конденсации равной 40°С представлен на рис. 2 (здесь, а также на рис. 4-6 для иллюстрации состояния хладагента использованы p-i диаграммы хладагентов, созданные с помощью программного комплекса CoolPack).

Поскольку состав вещества в течение цикла не меняется, можно использовать следующую формулу для определения приращения эксергии [6]:

Д е, = ¿-1 ь - То (5 - 5Ь) = I - То 5 + ( - ¿ь + ад) = ¿-7о 5+й, (17)

где / , Б - удельные энтальпия и энтропия рабочего тела; /ь> Бь - удельная энтропия и энтальпия рабочего тела в условном состоянии отсчета; б - условная постоянная, выбранная так, чтобы в той точке цикла, в которой функция / - Т0Б имеет минимальное значение, получить величину Де„ равную нулю. Функция / - Т0Б имеет минимальное значение в той точке цикла, в которой давление рабочего тела самое низкое, а его температура максимально приближена к температуре окружающей среды.

Таким образом, принимаем значения ^ ¡ь, Бь как температуру, энтальпию и энтропию хладагента соответственно при нижнем давлении и температуре окружающей среды.

Рис. 2. Идеальный цикл хладагента парокомпрессионной холодильной установки на р-1 диаграмме

Для проведения расчетов задаемся параметрами окружающей среды и микроклимата. Принимаем для расчетов температуру наружного воздуха ^ = 25,6 °С (температура воздуха в теплый период обеспеченностью 0,98), а температуру внутреннего воздуха ^ = 18 °С.

Для потока массы т циркулирующего холодильного агента холодопроизводительность определяется выражением, кВт:

«о = т X (?о = т X ( ^ - ¿4)

(18)

Задаемся значением холодопроизводительности установки исходя из принятых теплопоступлений помещения. Вычисляем массу циркулирующего хладагента, кг/с:

т =

1о

( ' 1 - Ч)

Тепловая нагрузка конденсатора, кВт:

(19)

«к = т X (?о = т X ( ¿2 - ¿з). (20)

Расход воздуха через конденсатор, кг/ч:

Ск = —, (21)

где Дf - разница температур воздуха до и после теплообменника (принимаем равной 10 °С и для испарителя, и для конденсатора), св - теплоемкость воздуха.

Расход воздуха через испаритель, кг/ч:

Си = (22)

Эксергия, которой обладает наружный воздух по отношению к более холодному внутреннему, кДж/кг:

0= (|-1 ) XI. (23)

Анергия, поступающая в помещение и отводимая от него, кДж/кг:

=©

<2о

(24)

К компрессору подводится эксергия в виде технической работы, кДж/кг:

- . (25)

В окружающую среду отводится анергия в виде тепла, кДж/кг:

Ч = Ь,

Ц0 ец0

+ Щ = (?0 + Щ.

(26)

Общая потеря эксергии, кДж/кг:

^ е = <7 - Ьч0. (27)

Источником эксергии для компрессора холодильной установки, как правило, является электрическая энергия N. Поскольку электрическая и механическая энергии являются неограниченно превратимыми в работу формами энергии, находим затраты эксергии на привод холодильной установки, кВт:

£м = N = ^^. (28)

Эксергетический КПД парокомпрессионной холодильной установки:

(29)

Холодильный коэффициент:

£ = (30)

На эксергетической диаграмме (рис. 3) показаны следующие процессы. К компрессору подводится эк-сергия в виде технической работы. Далее в каждом звене установки происходят потери эксергии. Поток энергии делится на два: эксергию и анергию. В испарителе хладагент вскипает, испаряется и полностью теряет свою работоспособность.

В работе Г.Д. Бэра эксергия, сохранившаяся после испарителя отводится в помещение. В действительности этого не происходит, и ни какой эксергетический поток не направлен из холодильного контура в помещение. Кроме того, не учтен поток эксергии, поступающий из окружающей среды в помещение вместе с потоком анергии, который необходимо постоянно отводить в окружающую среду, чтобы поддерживать в помещении температуру ниже температуры наружного воздуха [4]. Данное количество эксергии - есть рабо-

прессионной холодильной установки, функционирующей на хладагенте R22.

Сравним показатели установки при различных температурах кипения и испарения хладагента. Зададим три различных состояния:

- температура конденсации хладагента 40 °С, температура испарения 5 °С;

- температура конденсации хладагента равна наружной температуре 25,6 °С, температура испарения 0 °С;

- температура конденсациихладагента равна наружной температуре 25,6 °С, температура испарения равна внутренней температуре 18 °С.

Для всех трех случаев построим циклы на р- диаграмме (рис. 4-6).

Данные, полученные расчетом, сводим в таблицу.

Для каждого случая составим диаграммы потоков эксергии (рис. 7).

Отметим, что в первом случае (наименее идеализированном и более приближенном к реальной работе установок кондиционирования) наибольшие потери эксергии наблюдаются в конденсаторе. Это потери с теплом, отведенным от конденсатора в окружающую среду. На самом деле эти потери не являются отведенной анергией. На практике данное тепло можно утилизировать, например, направлять на нагрев внутреннего воздуха помещений, на подогрев воды и т.д.

Поскольку для передачи тепла требуется конечная разность температур, в реальных установках температура конденсации всегда должна быть больше температуры окружающей среды, а температура испарения должна быть ниже температуры окружающей среды. Для идеализированного цикла наименьшие потери эксергии, наибольшие значения эксергетиче-ского КПД и холодильного коэффициента получаются при предельных параметрах: при температуре кипения, равной наружной температуре, и температуре испарения, равной внутренней температуре помещения.

Рис. 4. Идеальный цикл хладагента Я22 парокомпрессионной холодильной установки на р-1 диаграмме, температура конденсации хладагента - 40°С, температура испарения - 5°С

тоспособность наружного воздуха по отношению к внутреннему, являющаяся причиной вскипания хладагента в холодильном контуре. При этом кипящий хладагент отводит тепловую нагрузку из помещения.

После испарителя хладагент несет с собой только поток анергии, в данной части цикла он полностью потерял свою работоспособность и не обладает эк-сергией.

Рис. 3. Распределение потоков эксергии в установке кондиционирования воздуха

В конденсаторе поток анергии отводится в окружающую среду. Данный поток состоит из тепловой нагрузки помещения (потока анергии, поступающей в помещение и отводимой от него) и потерь эксергии в звеньях установки кондиционирования.

Необходимо учитывать, что помимо компрессора электрическая энергия (эксергия) расходуется на привод вентиляторов обдува конденсатора и испарителя, а также на обеспечение работы системы автоматики.

Рассмотрим данным способом работу пароком-

>-1.00 1.20 1.40 1.<0 1^0

140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 44) 460 480 300 530 >40 560

ЕпИьа1ру [к!Лф]

Рис. 5. Идеальный цикл хладагента И22 парокомпрессионной холодильной установки на р-/ диаграмме, температура конденсации хладагента - 25,6°С, температура испарения - 0°С

х = 0,10 0,20 0,30 0,40 0.S0 0,60 0,70 0,80 0,90 -40 -20 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

5- 1,00 1,20 1,40 1,60 1,80

140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 440 460 480 500 520 540 560

Enthalpy [kJ/kg]

Рис. 6. Идеальный цикл хладагента R22 парокомпрессионной холодильной установки на p-i диаграмме, температура конденсации хладагента - 25,6°С, температура испарения - 18°С

Параметры хладагента Я22 в идеальном цикле парокомпрессионной холодильной установки, _работающей при различных температурах испарения и конденсации_

Показатель Значения параметров хладагента для различных состояний

°С 5 0 18

(и, °С 40 25,6 25,6

Н °С 25,6 25,6 25,6

Тн, К 298,75 298,75 298,75

(в, °С 18 18 18

Те, К 291,15 291,15 291,15

Оо, кВт 5 5 5

т,кг/с 0,0318 0,028360749 0,027734635

Ок, кВт 5,7622 5,468235961 5,140891946

вк, кг/ч 2 062,0181 1956,824002 1839,683002

Ои, кВт 5 5 5

Си, кг/ч 1 789,2644 1789,264414 1789,264414

Эд0, кДж/кг 4,1097 4,602026447 4,705917912

Ьф, кДж/кг 161,5497 180,9020264 184,9859179

щ, кДж/кг 24 16,51 5,08

д, кДж/кг 181,4400 192,81 185,36

бе, кДж/кг 19,8903 11,90797355 0,374082088

Вы, кВт 3,0488 1,872943846 0,563567783

Ле 0,1712 0,278741759 0,926361794

£ 6,5600 10,67837674 35,48818898

а)

б)

в)

Рис. 7. Диаграмма Грассмана для идеализированной парокомпрессионной холодильной установки, работающей на фреоне Я22: а - температура конденсации хладагента - 40°С, температура испарения - 5°С; б - температура конденсации хладагента - 25,6°С, температура испарения - 0°С; в - температура конденсации хладагента - 25,6°С, температура испарения - 18°С.

Таким образом, в качестве идеализированного аналога для сравнения эффективности работы паро-компрессионных холодильных установок кондиционирования воздуха предлагается установка со следующими параметрами: 1к = 1„, 1и = в отсутствует защитный перегрев хладагента в испарителе, отсутствуют гидравлические потери давления в трубопроводах, не учтена электрическая энергия (эксергия), которая расходуется на работу вентиляторов обдува конденсатора и испарителя, а также работу системы автоматики.

Разработанный метод позволяет создавать идеализированный аналог парокомпрессионной установки кондиционирования для конкретных условий работы (параметры наружного и внутреннего воздуха, тип хладагента) и производить сравнительную оценку

эффективности использования в них эксергии.

Применяя данный метод, можно сравнивать установки кондиционирования с совершенно различными параметрами: установки, работающие на различных хладагентах при одинаковых параметрах; сравнивать показатели одного и того же хладагента при различных условиях работы, как то: различные параметры наружного воздуха или внутреннего воздуха в помещении, различные значения температур кипения и испарения. Данный метод исследования позволяет получить наиболее полную картину преобразований энергии в холодильных парокомпрессионных установках, применяемых в технике кондиционирования воздуха.

Библиографический список

1. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетиче-ский метод и его приложения / под ред. В.М. Бродянского. М.: Энергоатомиздат, 1988. 288 с.

2. Бэр Г.Д. Техническая термодинамика. Теоретические основы и технические приложения / под ред. В.М. Бродянского, Г.Н. Костенко., пер. с нем. Э.А. Ашратова, О.А. Кардасевича. М.: Мир, 1977. 519 с.

3. Обоснование выбора способа тепловлажностной обработки воздуха в системах вентиляции и кондиционирования / В.С. Степанов [и др.] // Вестник Иркутского государственного технического университета. 2011. № 5 (52).

4. Степанов В.С., Степанова Т.Б. Определение эксергии в приложении к процессам, реализуемым при температурах ниже температуры окружающей среды. Повышение эффективности производства и использования энергии в условиях Сибири: материалы Всерос. науч.-практ. конф. / под общ. ред. В.В. Федчишина. Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 2012. 528 с.

5. Степанов В.С., Степанова Т.Б. Эффективность использования энергии. Новосибирск: Наука, 1994. 257 с.

6. Шаргут Я., Петела Р. Эксергия / под ред. В.М. Бродянского, пер. с польского Ю.И. Батурина, Д.Ф. Стржижовского. М.: Энергия, 1968. 279 с.