CC BY
14ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИМ АНАЛИЗ В АЛЬТЕРНАТИВНОЙ ЭНЕРГЕТИКЕ
THERMODYNAMIC ANALYSIS IN RENEWABLE ENERGY
Статья поступила в редакцию 23.11.11. Ред. рег. № 1149 The article has entered in publishing office 23.11.11. Ed. reg. No. 1149
УДК 621.483
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ, ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПАРОКОМПРЕССИОННЫХ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ И ПУТИ ИХ УЛУЧШЕНИЯ
И.Ю. Долгов
Всероссийский научно-исследовательский институт электрификации сельского хозяйства (ВИЭСХ) 109456 Москва, 1-й Вешняковский проезд, д. 2 Тел.: (499) 171-19-20, факс: (499) 170-51-01, e-mail: [email protected]; [email protected]
Заключение совета рецензентов: 30.11.11 Заключение совета экспертов: 05.12.11 Принято к публикации: 10.12.11
Рассмотрены основные способы и схемные решения улучшения энергетических характеристик парокомпрессионных тепловых насосов, представлен простой расчет их эксергетических характеристик, оценена степень влияния на них систем подвода и отвода теплоты тепловых насосов.
Ключевые слова: тепловой насос, парокомпрессионный, паросиловой контур, коэффициент преобразования, эксергетиче-ский КПД, термотрансформация, цикл, эксергия, энтропия, энтальпия, испаритель, конденсатор, компрессор, электропривод.
THERMODYNAMIC ANALYSIS, ENERGY AND EXERGY CHARACTERISTICS OF VAPOR COMPRESSION HEAT PUMPS WITH ELECTRIC DRIVE AND WAYS TO IMPROVE THEM
I.Yu. Dolgov
All-Russian Research Institute for Electrification of Agriculture 2, 1-st Veshnyakovsky passage, Moscow, 109456, Russia Tel.: (499) 171-19-20, fax: (499) 170-51-01, e-mail: [email protected]; [email protected]
Referred: 30.11.11 Expertise: 05.12.11 Accepted: 10.12.11
The basic techniques and circuit design to improve the energy characteristics of vapor compression heat pump are considered, the simple calculation of their exergy characteristics is presented, the impact of systems of heat supply and removal of heat pumps on them is estimated.
Keywords: heat pump, vapor compression, steam-power contour, conversion factor, exergetic efficiency, thermal transformation, cycle, exergy, entropy, enthalpy, evaporator, condenser, compressor, electric drive.
Игорь Юрьевич Долгов
Сведения об авторе: канд. техн. наук (1978), руководитель лаборатории тепловых насосов ГНУ ВИЭСХ.
Образование: Московский энергетический институт (МЭИ) (1972); аспирантура МЭИ (1977).
Профессиональный опыт: 1977-1979 - мл. научн. сотр. Московского отделения института постоянного тока, 1979-1996 - руководитель лаборатории специализированных видов нагрева и водонагрева ВНИИИ электротермического оборудования (Москва), с 2010 - руководитель лаборатории тепловых насосов ГНУ ВИЭСХ.
Область научных интересов: высокоэффективные термо- и электродинамические устройства преобразования энергии.
Публикации: 14 научных работ, 5 авторских свидетельств, 15 в соавторстве.
International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 12 (104) 2011
© Scientific Technical Centre «TATA», 2011
Общеизвестно, что тепловые насосы (ТН) позволяют получать тепловую энергию с меньшими затратами первичных энергоносителей, чем в традиционных теплогенераторах [1]. ТН характеризуются многочисленными видами, типами, отличающимися принципом работы, эффективностью трансформации теплоты. Наибольшее распространение в настоящее время получили парокомпрессионные ТН (ПКТН). Они работают по принципу сжатия в компрессоре холодного пара, поглощающего в теплообменнике-испарителе теплоту низкопотенциального (низкотемпературного) источника с температурой Твх, при сжатии этого пара его температура повышается, а сам он в теплообменнике-конденсаторе превращается в жидкость, отдавая поглощенную теплообменником-испарителем теплоту ^вх в сумме с энергией, расходуемой для сжатия паров рабочего тела в компрессоре пр (привода ТН), нагреваемому телу или среде с повышенной температурой Твых, ^вых, за вычетом теплопотерь [1].
т=т
К BLJX
t °С Кп ид ТвЫХ/(Твых - Твх) при ?вых? С
35 45 60
-5 7,7 6,36 5,12
0 8,8 7,06 5,55
5 10,26 7,95 6,05
10 12,32 9,08 6,66
15 15,4 10,6 7,4
Рис. 1. Схема паросилового контура (а), изображение рабочего цикла (b) и таблица характеристик (с) Кп ид (Гвых, Твх) идеального ТН. Х - низкотемпературный источник теплоты; КМ - компрессор; М - механический привод; П - приемник трансформированной теплоты; Д - детандер (турбина, понижающая давление от давления конденсации до давления испарения рабочего тела паросилового контура); W^ ^вых - тепловая энергия, соответственно, поглощаемая испарителем И при температуре Ти = Твх (на входе ТН) и отдаваемая потребителю теплоты конденсатором К при температуре Тк = Твых (на выходе ТН);
Т - температура, К Fig. 1. Layout of the steam power circuit (a) and working cycle (b), table of performance data (с) Кп ид (Твых, Твх) of an ideal heat pump (ТН). X - low-temperature heat source, КМ - compressor, М - mechanical drive, П - converted heat receiver, Д - expansion engine (a turbine to reduce pressure from condensation pressure to evaporation pressure of the working medium in the steam power circuit), Wm, ^вых- heat energy absorbed by the evaporator И at Ги = Твх (at the ТН input) and delivered to the consumer by condenser К at Тк=Твых (at the ТН output)
Схема паросилового контура идеального ПКТН, работающего по обратному циклу Карно, изображение этого идеального цикла в диаграмме температура Т - энтропия (далее Т-Б диаграмма) и таблица характеристик коэффициента преобразования Кп вд в функции от температуры на входе ТН Твх и на выходе ТН Твых, рассчитанных по формуле для идеального (обратимого) цикла с механическим приводом без потерь (температуры испарения Ти и конденсации Тк равны, соответственно, температурам на входе Твх и выходе Твых ПКТН)
К = W
Avn ид гг вых'
/W = Т
' гг пр ± в!
х/(Твых - Твх) = ТК/(ТК - Ти), (1)
S, кДж/К
представлены, соответственно, на рис 1, а, Ь, с. Идеальный теплонасосный цикл (обратный цикл Карно), представленный на рис 1, Ь, отличается от идеального цикла теплового двигателя (прямого цикла Карно) как направлением протекания процесса (против часовой стрелки), так и условиями процессов низкотемпературного испарения хладагента в испарителе при температуре Ти и его конденсации в конденсаторе при температуре Тк, происходящих при значительно более низких температурах, чем в цикле теплового двигателя. Состояние рабочего тела в паросиловом контуре ТН изменяется следующим образом. 6-1 - изотермический (при постоянной температуре Твх = Ти) подвод теплоты к испарителю И ТН; 1-2 -изэнтропное (без отвода теплоты) сжатие компрессором КМ с затратой работы Амех = Wвых - ^вх; 2-4 -изотермический отвод теплоты от конденсатора К при постоянной температуре Твых = Тк; 4-6 - изэнтропное расширение хладагента детандером Д без теплоотвода. Работа Амех, совершаемая приводом М, обеспечивает поглощение испарителем И низкотемпературной теплоты вх с температурой Твх = Ти и отдачу теплоты ^вых потребителю с повышенной (пригодной для него) температурой Тк = Твых.
Схема паросилового контура реальных ПКТН с электроприводом компрессоров, работающих по обратному циклу Ренкина (прямой цикл Ренкина является базовым на теплоэлектростанциях (ТЭС), вырабатывающих электроэнергию, теплоэлектроцентралях (ТЭЦ) с котлами, вырабатывающих электроэнергию и теплоту [2]), изображение этого цикла на Т-Б диаграмме и таблица характеристик Кп в функции от температур Твых, Твх представлены, соответственно, на рис. 2, а, Ь, с. Характеристики КП на рис. 2, с приведены для наиболее качественного из продаваемых в России ПКТН УИока1 300в, тип 145, двухблочный, суммарной тепловой мощностью 117,8 кВт для теплоносителей «рассол-вода» производства фирмы УШББМЛШГ [3].
В отличие от идеального ПКТН, в реальных ТН нет детандера по причине его практической нецелесообразности и дороговизны. Вместо детандера в реальных ПКТН используют дроссельный терморе-гулирующий вентиль РВ (обычно с обратной связью по температуре испарителя с целью ее стабилиза-
b
a
с
ции), что влечет за собой увеличение зоны работы цикла, но при этом схема паросилового контура ПКТН значительно упрощается, а уменьшение «холодной мощности» испарителя компенсируют применением рабочего тела паросилового контура (хладагента) с высокой крутизной левой пограничной кривой на Т-£ диаграмме (обычно используются хладагенты Фреон 12, Фреон 22 или их аналоги) [2].
,П
т w
вых I вых
4 I |2
I 1<_г
Ок
рвХ
эп
гул
^х, С Кп (Кп/Кп ид)
t ОС ¿вых? ^
35 45 60
-5 4,0(0,52) 3,0(0,47) 2,4(0,47)
0 4,6(0,52) 3,6(0,51) 2,7(0,49)
5 5,1(0,50) 4,0(0,50) 3,0(0,49)
10 5,7(0,46) 4,4(0,48) 3,2(0,48)
15 6,3(0,41) 4,9(0,46) 3,5(0,47)
давления до величины давления в испарителе, что обеспечиваает его изотермическое кипение при низкой температуре Ти с поглощением теплоты Wвх с Твх (площадь фигуры 6151). Далее процесс повторяется. Описанный круговой цикл применяется и в холодильных машинах. Расчет Кп для реальных ПКТН осуществляют с использованием энтальпий Н рабочего тела паросилового контура в точках 1 (начало сжатия рабочего тела в компрессоре), 2 (конец сжатия рабочего тела в компрессоре), 5 (начало дросселирования рабочего тела), приводимых в справочниках [4]:
Кп = Гвых/ГПр = (H2 - Яз)/(Я2 -НО.
(2)
S5S6 S, кДж/К
Рис. 2. Схема паросилового контура (а), изображение рабочего цикла (b) и таблица характеристик (с) Кп (Гвых, Твх) ТН Vitocal 300 G, тип 145 «рассол-вода» фирмы VIESSMANN, ФРГ. Обозначения те же, что на рис. 1 + + РВ - дроссельный терморегулирующий вентиль; ЭП - электропривод компрессора; Твых < Тк, Твх > Ти Fig. 2. Layout of the steam power circuit (a) and working cycle (b), table of performance data (с) Кп (Твых, Твх) ТН Vitocal з0о G, type 145 Brine/Water made by VIESSMANN, Germany. Designations are the same as in Fig. 1 + РВ - thermal expansion valve, ЭП - compressor electric motor drive, Твых < Тк, Твх > Ти
Для предотвращения всасывания компрессором КМ рабочего тела в жидком состоянии (гидравлический удар, что приводит к разрушению компрессора) сжатие рабочего тела (хладагента) начинается в точке 1 Т-£ диаграммы на правой пограничной кривой (переохлаждение пара 100%). Далее рабочее тело в состоянии сухого насыщенного пара сжимается компрессором КМ 1-2 с затратой работы электропривода ЭП Аэп (площадь фигуры 123456), при этом осуществляется перегрев рабочего тела выше температуры конденсации Тк. Отвод теплоты перегретого пара 2-3 и его конденсация 3-4 и переохлаждение 4-5 осуществляется в конденсаторе К ПКТН, который отдает эту теплоту Wвых (площадь фигуры £554 3 215,1) с температурой Твых потребителю. После конденсации рабочее тело ПКТН дросселируется в терморегули-рующем вентиле РВ - 5-6, расширяясь с понижением
Необходимые данные для определения указанных энтальпий устанавливаются в процессе расчета ПКТН. Приближенные, достаточные для оценочных расчетов величины Кп для рассматриваемого типа ТН (цикл с переохлаждением и всасыванием сухого насыщенного пара) для хладагентов Фреон 12, Фреон 22 для практически применяемых диапазонов температур испарения, конденсации и температур перед дроссельным терморегулирующим вентилем представлены в таблицах [1]. Следует отметить, что в ПКТН с электроприводом (так же как и в любых других устройствах, использующих электроэнергию для выработки теплоты, эффективность которых определяется отношением полезной тепловой энергии к потребленной электроэнергии, т. е. электротермических устройствах - ЭТУ) физическая сущность потоков энергии, определяющих Кп ПКТН, других ТН с электроприводом или паспортных (указываемых в техдокументации) Кпд пасп. ЭТУ, различна: теплота и электроэнергия, и, следовательно, они не могут исчисляться в относительных (безразмерных) единицах, несмотря на одинаковые единицы измерения мощности и энергии теплоты и электроэнергии. Указанные Кп, Кпд пасп. не показывают степень термодинамического совершенства ПКТН, ЭТУ (близость к теоретическому идеалу, обычно оцениваемому 1 или 100%). Для оценки термодинамического совершенства теплоэнергетических устройств используется их эксергетический Кпд Ке, определяемый отношением работоспособной энергии-эксергии на их выходе к эксергии на входе [5]. Сравнительные характеристики величин Кп ид и Кп, отражающие степень термодинамического совершенства реального ПКТН по сравнению с идеальным (реализующим обратный цикл Карно без потерь), по смыслу Ке, с учетом того, что механическая и электроэнергия есть эксергия, определяются их отношением [5]:
Ке Кп/Кп ид Евых/Епр.
(3)
Семейство характеристик Ке ПКТН представлено в таблице рис. 2, с в скобках. Анализ данных этой таблицы показывает, что величины практически достигаемых значений КП ПКТН в зависимости от температурных режимов могут иметь значения от 2,4 до
b
a
с
International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 12 (104) 2011
© Scientific Technical Centre «TATA», 2011
6,3, т.е. тепловая энергия ^вых на выходе ПКТН, отдаваемая потребителю, может превышать энергию, затраченную на реализацию процесса термотрансформации (энергию привода компрессора и вспомогательных устройств ПКТН), от 2,4 до 6,3 раза, что является важнейшим преимуществом ПКТН по сравнению с ТН других видов, имеющих более низкие КП [1]. Эти величины КП составляют К = 0,41-0,52 от Кп ид, т.е. в 1,92-2,43 раза меньше Кп ид идеального ТН, работающего по обратному циклу Карно без потерь. Следует отметить, что указанный простой расчет Ке, согласно [5], дает хорошее совпадение с его расчетом с использованием потерь эксергии (и, следовательно, учитывающим термодинамическое совершенство) каждого из элементов паросилового контура ПКТН по уравнению Гюи-Стродолы:
= ТосЛ^ос; (4)
Ке = Евых/Епр = (Епр — Х^')/Епр = 1 — Xd/Епр, (5)
где ^ - потеря эксергии 1-м (каждым) элементом схемы ПКТН; Тос - температура окружающей среды, К; Л£,ос - приращение потока энтропии, получаемое окружающей средой в результате необратимости термодинамического процесса, кДж/К; Е^, Епр - соответственно, эксергия выхода и привода ПКТН, кДж.
Из (2) следует, что величина КП увеличивается при увеличении разности Н2 - Н5 и уменьшении разности Н2 - Н Величина Н2 определяется требуемой (обычно максимально допустимой) температурой конденсации хладагента в конденсаторе, определяемой требованиями потребителя теплоты от ТН и свойствами хладагента, Н1 - минимально допустимой температурой испарения хладагента, определяемой минимальной температурой источника низкотемпературной (трансформируемой ТН) теплоты, определяющей температурный диапазон работы ТН. Величина разности Н2 - Н1 ограничена также максимально допустимым перепадом давлений на выходе РК и входе РИ компрессора, отношение которых РК/РИ в односупенчатых циклах работы ПКТН меньше 7 [1]. Поэтому увеличение Кп может быть достигнуто путем снижения величины Н5, для чего в паросиловой контур ПКТН включается регенеративный теплообменник РТ, как показано на рис. 3, а. В РТ конденсированный жидкий хладагент, подаваемый с конденсатора, переохлаждается (Н5 уменьшается), отдавая теплоту холодному пару, подаваемому с выхода испарителя на вход компрессора. При этом холодный пар с выхода испарителя перегревается, увеличивая энтальпию Н1, величина разности Н2 - Н1 в знаменателе соотношения (2) уменьшается, увеличивая Кп ПКТН, определяемый в виде [1]
Кп (рег) = Кп + - Н2)/(Н - НО,
(6)
Следует отметить, что реально теплопоток регенерации в связи с уменьшением плотности перегретых паров на входе в компрессор, уменьшающих его теплопроизводительность, не может превышать 2-3% от теплоты, отдаваемой ПКТН потребителю [6]. Дальнейшее снижение Н5 (снижение температуры жидкого хладагента перед дросселированием - минимизация эффекта «горячего дросселирования» в замкнутых-оборотных системах отвода теплоты от конденсаторов ТН) осуществляется путем теплосъе-ма от жидкого хладагента, подаваемого с выхода конденсатора в охладитель конденсата, отводящий эту теплоту от паросилового контура ПКТН с использованием ее либо для нагрева потока воздуха системы воздушного отопления теплопотребителя (разомкнутая система теплосъема) [7], либо для подогрева теплоносителя низкотемпературного источника трансформируемой теплоты - внешняя регенерация ПКТН. Внешняя регенерация позволяет увеличить Кп на 2-3% по сравнению с Кп ПКТН без регенерации, при этом уменьшается вероятность обледенения теплообменной поверхности испарителя [8]. Схема паросилового контура ПКТН с регенеративным теплообменником РТ и охладителем конденсата ОК представлена на рис. 3, а, на рис. 3, Ь представлена Т-Б диаграмма его рабочего цикла. Расчетная величина К для такого ПКТН при /вх = 1,8 °С и 4ых = 62 °С равна 0,562 [8]. Ее сравнение с реальными характеристиками ПКТН без рекуперации (выполненными по схеме рис. 2, а) показывает, что К в результате указанной рекуперации может быть увеличен с 0,48 до 0,562, т.е. на 17%.
где Н2х - увеличенная энтальпия сжатого пара хладагента, обуславливающая повышение температуры его сжатия в компрессоре.
b
Рис. 3. Схема паросилового контура (а) и изображение рабочего цикла (b) на T-S диаграмме ПКТН с регенеративным внутренним теплообменником РТ и охладителем жидкости-конденсата ОК. Обозначения те же, что на рис. 1, 2 + Wok, Ток - теплота и температура охлаждения конденсата (штриховые линии -вариант внешней регенерации) Fig. 3. Layout of the steam power circuit (a) and working cycle (b) on the T-S-diagram of vapor compression heat pump with a regenerative heat exchanger РТ and condensate cooler ОК. Designations are the same as in Figs. + Wok, Ток - heat and temperature of condensate cooling (dashed lines represent external regeneration)
a
компонентной смеси происходит при плавно изменяющихся температурах. Испаритель и конденсатор ПКТН в таком случае должны выполняться в виде противоточных теплообменников [1].
т, к
S,,S8,S5,Ss S, кдж/к b
Рис. 4. Схема паросилового контура ПКТН на базе двухступенчатого компрессора с промежуточным резервуаром Р (а) и изображение его рабочего цикла на T-S диаграмме (b). Обозначения те же, что на рис. 1, 2, 3 Fig. 4. Layout of the steam power circuit of a vapor compression heat pump based on a two-stage compressor with intermediate tank Р (a) and the working cycle on the T-S diagram (b). Designations are the same as in Figs. 1, 2, 3
Увеличение Кп может быть достигнуто увеличением ступеней (циклов) ПКТН. Двухступенчатые циклы работы ПКТН особенно эффективны с повышенной до 90 °С температурой на их выходе, при этом обеспечивается увеличение Кп на 25% по сравнению с одноступенчатым циклом, применение двухступенчатого (сблокированного) компрессора в таких ПКТН более целесообразно, чем применение двух компрессоров [1]. Схема паросилового контура двухступенчатого ПКТН со сблокированным двухступенчатым компрессором с промежуточным резервуаром, имеющая наименьшее количество элементов, представлена на рис. 4, а, а на рис. 4, Ь представлена Т-Б диаграмма его рабочего цикла. Упрощенный расчет одноступенчатого ПКТН без регенерации приведен в [9], а двухступенчатого - в [10].
Значительного увеличения КП ПКТН можно достигнуть путем реализации их работы по циклу Лоренца [6], который адаптирует теплонасосный цикл к реальным условиям его работы с изменяющимся распределением температур в испарителе и конденсаторе. Цикл Лоренца может реализовываться как многоступенчатым испарением и конденсацией в ПКТН с многоступенчатым компрессором, так и несколькими ПКТН, как показано на рис. 5, а и 6, а. Изображение рабочих циклов указаннных ПКТН представлено на Т-Б диаграммах, соответственно, рис. 5, Ь и 6, Ь.
Согласно данным [6], реализация цикла Лоренца четырьмя ПКТН при 4ых = 70 °С, 4х = 16 °С для теп-лопроизводительности 2,0 Гкал/ч, позволяет по сравнению с одноступенчатым ПКТН повысить Кп с 2,62 до 4,45, т.е. в 1,73 раза.
Повышение Кп на 25% по сравнению с обычным одноступенчатым ПКТН может также быть достигнуто применением неазеотропных двухкомпонент-ных хладагентов, которые также обеспечивают приближение рабочего цикла ПКТН к циклу Лоренца за счет того, что испарение и конденсация такой двух-
AS, AS, AS, I 1l 2l_1
b
S, кДж/К
Рис. 5. Схема паросилового контура ПКТН с трехступенчатой конденсацией и испарением трехступенчатым (1 ступ-3ступ) компрессором, реализующим приближение к циклу Лоренца (а), и изображение рабочего цикла на T-S диаграмме (b). Обозначения те же, что на рис. 1-4. Площадь Э1 + Э2 = экономия энергии, потребляемой приводом W„ Fig. 5. Layout of the steam power circuit of vapor compression
heat pump with three-stage condensation and three-stage (1-stage 3-stage) compressor embodying the approximation to the Lorenz cycle (a) and the working cycle on the T-S diagram
(b). Designations are the same as in Figs. 1-4. Area Э1 + Э2 = economy of energy consumed by the drive W„
T, К
К1
КМ1
Э1
i
AS AS I h f I P
S, кДж/К
b
Рис. 6. Схема реализации цикла Лоренца путем последовательного соединения линий теплоносителей конденсаторов и испарителей трех тепловых насосов (а) и изображение рабочих циклов на T-S диаграмме (b). Обозначения те же, что на рис. 1-5. Площадь Э1 + Э2 = = экономия энергии, потребляемой приводами W„ Fig. 6. Embodiment of the Lorenz cycle by connection in series
of coolant lines of condensers and evaporators of three heat pumps (a) and working cycles one the T-S diagram (b). Designations are the same as in Figs. 1-5. Area Э1 + Э2 = economy of energy consumed by the drives W„
При оценке эффективности ПКТН целесообразно рассмотреть также влияние энергопотребления систем подвода СПТ низкопотенциальной (трансформируемой) теплоты 2нит от низкотемпературного источника НИТ и отвода СОТ трансформированной теплоты бвых теплоносителей, соответственно, к испарителю ТН и от конденсатора ТН, представляющих собой
International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 12 (104) 2011
© Scientific Technical Centre «TATA», 2011
a
a
a
системы трубопроводов с циркуляционными насосами - в случае жидких теплоносителей и электровентиляторами с воздуховодами - в случае теплоносителя-воздуха. СПТ и СОТ совместно с ТН образуют те-плонасосную установку ТНУ. Соотношение для коэффициента преобразования ТНУ Кп тну с учетом энергопотребления СПТ и СОТ представляется в виде
КПтну бвых/(^пр + Рспт + Рсот)
=1/[(луевых)+(Рсп,/ев^1Х)(^пр/Жпр)+(Рс01/ев^1Х)(^пр/Жпр)] = = 1/[(1/Кп тн) + (^спт/^пр)(1/Кп тн) + (Рсо,/^пр)(1/Кп тн)] = = Кп тн[1 + (Рст/МпрХбнит/ениг) + (Рсо./^©^™*)] = =к тн[1+(Pспг/^нИг)(^в^Iх - лу/л^+(Рсот/евЬКхевЬК/м]р)]=
Кп тн[1 + (Рспт/бнит)(Кп тн 1) + (Рсот/бвых)Кп тн]
= 1/[1/Кп тн + (Рспт/бнит)(1 - 1/Кп тн) + (Рсот/бвых)], (7)
где бвых, бнит, ^пр, Рспт, Рсот - соответственно, тепло-потоки на выходе, на входе, мощность электропривода ТН, мощности электродвигателей СПТ и СОТ, кВт; Кп тну, Кп тн — соответственно, коэффициенты преобразования ТНУ и ТН.
Величина
PCnT/QHHT ^Хспт (Рспх/^спх)/^'
(8)
площади абсорбера, и, с учетом удельной тепловой мощности абсорберов, 0,1-0,34 кВт/м2 [1]:
РХнса = [1/(0,1 - 0,34)] (6-10)10-3 = 0,017 - 0,1. (11)
Согласно данным каталогов ТН [3], величина Рсот/0вых << 1/Кп тн, поэтому соотношение (7) для рассмотренных НИТ с учетом (9) - (11) представляется в виде
Кп скв тну = 1/[1/Кп тн + (0,04 - 0,07)(1 - 1/Кп тн)]; (12) Кп нв тну = 1/[1/Кп тн + (0,014 - 0,07)(1 - 1/Кп тн)]; (13)
Кп
. = 1/[1/Кп тн + (0,017 - 0,1)(1 - 1/Кп тн)]. (14)
где Кспт, спт - соответственно, обьемная подача теплоносителя СПТ, м3/ч, и удельная теплота НИТ, кВтч тепла/м3; Рсш - удельная мощность СПТ, единиц; РХсот = PсJQъыX - удельная мощность СОТ, единиц.
Отношение Рспт/Усш определяется характеристиками насосов - для жидких теплоносителей и электровентиляторов - для теплоносителя-воздуха. Согласно данным по скважинным насосам (для НИТ грунтовые воды) [11] для средней глубины залегания грунтовых вод в большинстве регионов России 50 м и запаса по гидросопротивлениям трубопроводов 10 м, т.е. для напора 60 м, величина Рспт/Успт = Рнас/Унас = = 0,23-0,31 кВтч/м3 для диапазона Унас = 5,4-160 м3/ч. Согласно данным по электровентиляторам (для НИТ наружный воздух) [12] величина Рспт/Кспт = Рвеш!УвеШ; = = 0,0310-3-0,1-10-3 кВт ч/м3 для диапазона Квент = = 1700-62000 м3/ч. Значения ^Хспт для скважинных грунтовых вод составляют №гХспт = 1УХскв = 4,5-5,9
Исследования и разработки в области ПКТН, проводимые в последние годы, направлены на увеличение их коэффициентов преобразования до 10-15 реализацией термодинамических циклов с хладагентами-рабочими телами, имеющими критическую температуру, близкую к температуре низкотемпературного источника трансформируемой теплоты [13], ПКТН с переменной массой рабочего тела [14] и др. В случае достижения положительных результатов в создании таких ТН в соотношениях (12) - (14) следует рассматривать диапазон изменения Кп тн с учетом данных таблицы рис. 2, с: 2,4-15,0, при этом величины Кп тну и их относительное уменьшение по сране-нию с КП определятся как
к =
п скв тну
= 1/{1/(2,4 - 15) + (0,04 - 0,07)[1 - 1/(2,4 - 15)]} = = 2,19 - 9,7;
Кп скв/Кп = 2,19/2,4 - 9,7/15 = 0,64 - 0,91;
К =
п нв тну
= 1/{1/(2,4 - 15) + (0,014 - 0,07)[1 - 1/(2,4 - 15)]} = = 2,19 - 12,6;
Кп нв/Кп = 2,19/2,4 - 12,6/15 = 0,84 - 0,91;
Кп нса тну
= 1/{1/(2,4 - 15) + (0,017 - 0,1)[1 - 1/(2,4 - 15)]} = = 2,11 - 12,2;
Кп нса тну/Кп = 2,11/2,4 - 12,2/15 = 0,81 - 0,88.
Таким образом, наиболее сильное влияние на сни-
кВт ч/м3, для наружного воздуха в среднем ШХспт = жение Кп тну (до 36%) оказывает энергопотребление
скважинных насосов НИТ грунтовые воды, наименьшее (9-16%) - энергопотребление электровентиляторов НИТ наружный воздух. Указанные значения (Кп тну/Кп) уменьшаются в большей степени с ростом Кп, в целом имеют ориентировочный характер и подлежат уточнению при проектировании и строительстве ТНУ конкретных объектов. Следует отметить, что применение ПКТН с электровентиляторным подводом воздушного теплоносителя, работающих в режиме рекуператоров теплоты, на объектах, где вентиляция необходима по технологическим требованиям обеспечения производственных процессов (воздухообмен в производственных цехах, в животноводче-
= №Хнв = (1,4-2,2)-10-3 кВтч/м3 [1]. При этом величины РХспт для НИТ скважинные грунтовые воды с учетом (8):
РХскв = (0,23-0,31)/(4,5-5,9) = 0,04-0,07, (9) а для НИТ наружный воздух: РХнв = (0,03-0,1)-10-3/(1,4-2,2)-10-3 = 0,014-0,07. (10)
Для НИТ с солнечным абсорбером мощность циркуляционных насосов теплоносителей для подвода к ТН энергии составляет (6-10)-103 кВт на 1 м2
ских комплексах, на птицефабриках и т.п.), когда энергопотребление электровентиляторов не может быть отнесено к энергопотреблению ТНУ, указанные ожидаемые увеличения Кп до 10-15 позволят в наибольшей степени повысить энергосбережение этих объектов.
Выводы
1. Степень термодинамического совершенства современных одноступенчатых ПКТН без регенерации, определяемая их эксергетическим КПД путем деления их коэффициентов преобразования на коэффициент преобразования идеального обратного цикла Карно, составляет, в зависимости от их режимов работы, 0,47-0,52.
2. Реализация в ПКТН, работающих на замкнутую систему отвода теплоты, внутренней регенерации и охлаждения жидкого рабочего тела после конденсатора в отдельном теплообменнике, отдающем теплоту разомкнутой системе отвода теплоты потребителю или испарителю ПКТН, позволяет увеличить их эксергетический КПД примерно на 17%.
3. Двухступенчатые ПКТН, эффективные при повышенной до 90 °С температуре на их выходе, имеют коэффициенты преобразования примерно на 25% выше, чем в одноступенчатом ПКТН.
4. Значительное увеличение коэффициентов преобразования достигается в теплонасосных установках, состоящих из нескольких ПКТН, или в ПКТН с многоступенчатыми компрессорами, реализующими ступенчатое приближение к циклу Лоренца с плавно изменяющимся распределением температур в испарителе и конденсаторе ТН. Реализация цикла Лоренца четырьмя ПКТН может повысить коэффициент преобразования теплонасосной установки в 1,73 раза.
5. Энергопотребление электронасосов и электровентиляторов, подводящих теплопотоки НИТ к ТН, может существенно, до 36%, снизить коэффициенты преобразования ТНУ при трансформации теплоты воды из скважин, до 19% - при трансформации теплоты солнца, до 16% - при трансформации теплоты наружного воздуха и должно учитываться и уточняться при проектировании и строительстве ТНУ конкретных объектов.
Список литературы
1. Хайнрих Г., Найорк Х., Нестлер В. Теплона-сосные установки для отопления и горячего водоснабжения / Пер. с немецкого Н.Л. Кораблевой и канд. техн. наук Е.Ш. Фельдмана. Под ред. Б.К. Яв-неля. М.: Стройиздат, 1985.
2. Андрющенко А.И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок. М.: Высшая школа, 1985.
3. Тепловые насосы Vitokal. Когенерационные электростанции Vitobloc 200. Газовые и электрические котлы и водонагреватели. Техническая и коммерческая информация фирмы VIESSMANN (Германия). http://www.viessmann.ru/. Интернет-сайт.
4. Богданов С.Н., Иванов О.П., Куприянова А.В. Холодильная техника. Свойства веществ. Справочник. Изд. 3-е, доп. и перераб. М.: Агропромиздат, 1985.
5. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эк-сергетический метод и его приложения. М.: Энерго-атомиздат, 1988.
6. Бурдуков А.П., Петин Ю.М. Технология использования геотермального и сбросного тепла предприятиями. «Проблемы нетрадиционной энергетики», материалы научной сессии Президиума СО РАН, Новосибирск, 2005 г. http://www.termopump.ru/.
7. Петин Ю.М. Термодинамические аспекты использования тепловых насосов в климатических условиях России // Альтернативная энергетика и экология - ISJAEE. 2008. №7 (63). С. 48-58.
8. Елистратов С.Л. Комплексное исследование эффективности тепловых насосов. Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. Новосибирск: Институт теплофизики СО РАН, 2010.
9. Энергоснабжение на базе теплонасосных систем. http://www.cbias.ru/. Интернет-сайт.
10. Султангузин И.А., Потапова А.А. Высокотемпературные тепловые насосы большой мощности для теплоснабжения. http://www.rosteplo.ru/.
11. Каталог погружных скважинных водяных насосов серии SP фирмы Grundfoss, Дания. http:/ www.ressel.ru/.
12. Каталог электровентиляторов ОВ. http: //www.gazhim.ru/.
13. Черноиванов В.И., Мазалов Ю.А., Захаров А.А., Конов А.Ф. Перспективы применения тепловых насосов для повышения энергоэффективности АПК. Труды 7-й Международной научно-технической конференции 18-19 мая 2010 года, Ч. 4. М.: ГНУ ВИЭСХ. С. 265-269.
14. Драбкин Л.М., Драбкина Е.В. О солнечном тепловом насосе с переменной массой рабочего тела. Труды 7-й международной научно-технической конференции 18-19 мая 2010 года, Ч. 4. М.: ГНУ ВИЭСХ. С. 280-285.
International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 12 (104) 2011
© Scientific Technical Centre «TATA», 2011
