ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ, ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПАРОКОМПРЕССИОННЫХ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ С МЕХАНИЧЕСКИМ ПРИВОДОМ ОТ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ СРАВНЕНИЕ С АБСОРБЦИОННЫМИ ТЕПЛОВЫМИ НАСОСАМИ И ПАРОКОМПРЕССИОННЫМИ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ Текст научной статьи по специальности «Электротехника, электронная техника, информационные технологии»

Статья поступила в редакцию 25.05.12. Ред. рег. № 1343

The article has entered in publishing office 25.05.12. Ed. reg. No. 1343

УДК 621.483

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ, ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПАРОКОМПРЕССИОННЫХ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ С МЕХАНИЧЕСКИМ ПРИВОДОМ ОТ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ СРАВНЕНИЕ С АБСОРБЦИОННЫМИ ТЕПЛОВЫМИ

НАСОСАМИ И ПАРОКОМПРЕССИОННЫМИ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ

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: viesh@dol.ru, d89163950310@yandex.ru

Заключение совета рецензентов: 10.06.12 Заключение совета экспертов: 20.06.12 Принято к публикации: 03.07.12

Выполнен термодинамический анализ, определены коэффициенты преобразования, использования первичных энергоносителей, трансформации теплоты низкотемпературных источников и эксергетические коэффициенты полезного действия парокомпрессионных тепловых насосов с приводом от тепловых двигателей, произведено сравнение их характеристик с характеристиками абсорбционных тепловых насосов и парокомпрессионных тепловых насосов с электроприводом, определены условия их наиболее эффективного применения, представлена оценка энергетической и эксергетической эффективности по сравнению с традиционными котлами огневого нагрева в условиях работы в системах отопления. Предложены корректные единицы измерения коэффициентов преобразования тепловых насосов с электроприводом и механическим приводом.

Ключевые слова: тепловой насос, тепловой двигатель, абсорбционный, абсорбер, испаритель, конденсатор, компрессор, парокомпрессионный, паросиловой контур, коэффициент преобразования, энергия, эксергия, эксергетический коэффициент полезного действия, хладагент - рабочее тело, энтропия, энтальпия.

THERMODYNAMIC ANALYSIS, ENERGY AND EXERGETIC CHARACTERISTICS OF VAPOR COMPRESSION HEAT PUMPS WITH MECHANICAL DRIVE POWERED BY HEAT ENGINES AND THEIR COMPARISION WITH ABSORPTION AND VAPOR COMPRESSION HEAT PUMPS WITH ELECTRIC DRIVES

I.Yu. Dolgov

All-Russian Research Institute for Electrification of Agriculture 2, l-st Veshnyakovski pas., Moscow, 109456, Russia Tel.: (499) 171-19-20, fax: (499) 170-51-01; E-mail: viesh@dol.ru, d89163950310@yandex.ru

Referred: 10.06.12 Expertise: 20.06.12 Accepted: 03.07.12

A thermodynamic analysis, the conversion factors, the use of primary energy supply, transformation of low-temperature sources and exergetic efficiency of vapor-compression heat pumps with a drive of heat engines, a comparison of their characteristics with the characteristics of absorption heat pumps, and vapor-compression - heat pumps with electric drive, the conditions of their most effective applications, the estimation of energy and exergy efficiency compared to conventional heating boilers firing in working conditions in the heating systems are determined. The correct units of measurement of conversion factors of heat pumps with electric drive and mechanical drive are offered.

Keywords: heat pump, heat engine, absorption, absorbers, evaporator, condenser, compressor, vapor compression, vapor power circuit, conversion efficiency, energy, exergy, exergy efficiency, coolant - working body, enthropy, enthalpy.

Парокомпрессионные тепловые насосы (ТН) с механическим приводом от тепловых двигателей (ПКТНТД), в отличие от аналогичных с электроприводом (ПКТН), анализ и характеристики которых представлены в [1], осуществляют трансформацию теплоты низкотемпературных источников теплоты с утилизацией отработанной теплоты прямых циклов тепловых двигателей [2]. Таким образом, ПКТНТД представляет собой устройство, в котором совмещены прямой тер-

модинамический цикл превращения тепловой энергии (сжигания топлива) в механическую и тепловую энергию (отработанной теплоты указанного прямого цикла), осуществляемый тепловым двигателем, и обратный термодинамический цикл, осуществляемый пароком-прессионным ТН с механическим приводом от теплового двигателя. Схема силового контура ПКТНТД представлена на рис 1.

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 08 (112) 2012

© Scientific Technical Centre «TATA», 2012

Рис. 1. Схема силового контура ПКТНТД (привод от двигателя внутреннего сгорания ТД с утилизацией отработанной теплоты прямого цикла): Х - низкотемпературный источник теплоты; П - приемник (потребитель) теплоты; КМ, РВ, К, И - компрессор, терморегулирующий вентиль, конденсатор и испаритель контура хладагента ПКТНм;

Твх, 'вх, Т

W„K

пктн.м.вых пктн.м.вых

, - температура и тепловая энергия, соответственно, на входе и выходе ПКТНм

(с механическим приводом); ТОВ, ТОГ - соответственно, теплообменники утилизации теплоты водяного охлаждения

отработанная теплота, энергия топлива, потребляемая ТД, и потери Fig. 1. Scheme of power circuit ПКТНТД (driven by the internal engine ТД combustion waste heat utilization with direct cycle): X - low-temperature heat source; П - receiver (consumer) of heat; КМ, РВ, К, И - compressor, expansion valve, condenser,

and the evaporator coolant circuit ПКТНм; Твх, WBX and output ПКТНм (mechanic driven); ТОВ, ТОГ -

Тп

W„K

( - temperature and heat energy respectively at the entrance respectively exchangers of heat utilization of water cooling, bursting gases Tfl;

пктн.м.вых пктн.м.вых

H - pump, W„ex, WTfl.0TP, WTflBX, W„0T - mechanical energy, worked-out heat", energy of fuel Tfl and consumption losses

Уравнение баланса энергии теплового двигателя (ТД) и парокомпрессионного теплового насоса представляется в виде

W = W + W + W к

11 тд вх 11 тд.отр 11 пот " ме^п пктн.м

= W + W .

пот пктнтд. вых

(1)

Коэффициент преобразования Кп пктнхд с учетом баланса энергии ТД и теплового насоса ПКТН определяется в виде

к = W /W =

п пктнтд пктнтд. вых тд вх

= к W /W + W /W =

п пктн. м мех тд. вх тд. отр тд. вх

= к к + к .

п пктн м тд мех тд отр.

(2)

В соотношениях (1) и (2) введены следующие

обозначения. ^тд. вх> ^тд.отр, ^пот, ^пктнтд.вых, ^мех

соответственно, тепловые энергии: топлива, сжигаемого в тепловом двигателе, отработанной теплоты теплового двигателя, тепловых потерь, теплоты на выходе теплового насоса (с учетом утилизации отработанной теплоты теплового двигателя) и механическая энергия теплового двигателя. Кп пктнм = ^пктнм вых/^мех - коэффициент преобразования теплового насоса с механическим приводом без потерь в приводе в относительных единицах теплота/механика, сокращенно т/м, численно равный коэффициенту преобразования парокомпрессионного теплового насоса с электроприводом ПКТН, без потерь в электроприводе (с идеальным электроприводом): Кп пктн.иэ в относительных единицах тепло/ электро - сокращенно т/э. Ктд мех, Ктд отр - соответственно, коэффициент преобразования тепловым двигателем тепловой

энергии потребленного им топлива в механическую энергию (обычно определяемый как термический коэффициент полезного действия теплового двигателя) в относительных единицах механо/тепло, сокращенно м/т, и в полезно используемую отработанную теплоту (отработанную теплоту за вычетом потерь).

Тепловые двигатели ПКТНТД могут быть выполнены с работой по следующим основным прямым циклам [2]:

- Цикл Отто, в котором работа осуществляется на газе (природном и др.), при больших мощностях по такому циклу работают газовые турбины, или его экономичный вариант с «укороченным» циклом сжатия - Цикл Миллера [3]. Идеальный цикл Отто на Т-S диаграмме изображается двумя изэнтропами Si, S2 - const и двумя изохорами Vi, V2 - const. Здесь и далее S-энтропия, кДж/кг К; Т, К - температура в градусах Кельвина, связана с температурой в градусах Цельсия соотношением Т, К = t, °C + 273.

- Цикл Дизеля. Идеальный цикл Дизеля на Т-S диаграмме изображается двумя изэнтропами Si, S2 -const, одной изобарой Р2 - const, и одной изохорой Vi - const.

- Цикл Стирлинга. Идеальный цикл Стирлинга на Т-S диаграмме изображается двумя изотермами Т1,Т2 -const и двумя изохорами Vi,V2 - const. Термический КПД идеального прямого цикла двигателя Стирлинга равен КПД идеального прямого цикла Карно. Двигатель Стирлинга является самым совершенным из всех видов ТД, но наименее распространенным ввиду дороговизны, сложности технологии изготовления.

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 08 (112) 2012 э © Научно-технический центр «TATA», 2012 J

- Цикл Ренкина. Цикл Ренкина на 7-5 диаграмме изображается также как цикл ПКТНм (с механическим или электрическим приводом без потерь), которые работают по обратному циклу Ренкина. Этот цикл осуществляется в паровых турбинах на тепловых электростанциях ТЭС и теплоэлектроцентралях ТЭЦ [4], при температурах, многократно превышающих температуры теплонасосных циклов.

Для ПКТНТД с учетом изложенного наиболее приемлемыми являются газовые ТД, газовые турбины и дизельные ТД. Изображения циклов работы газовых и дизельных двигателей совместно с ПКТНм на 7-5 диаграмме представлены, соответственно, на рис. 2, а и Ь. Коэффициенты преобразования тепловой энергии потребленного тепловыми двигателями топлива в механическую энергию (термические КПД тепловых двигателей) для их идеальных циклов работы определяются, соответственно, в виде [4]

Ктд мех.о. = 1 - 1/пЬ-1; (3)

Кт

д = 1 - (У - 1)/[й«Ы(У - 1)].

При этом соотношения для Кп г принимают вид:

(4)

с учетом (3-4)

Кп. пктнтд о Кп пктн.м

(1 - 1/nb-1) + Кт

(5)

Кп. пктнтд д Кп пктн.м

{1 - (yb - 1)/[bnb-1(y - 1)]} + К

тд.д.отр (6)

где п = у1/у2 - степень сжатия в цикле Отто; у = у3/у2 -степень сжатия в цикле Дизеля; Ь - показатель адиабаты, определяемый молекулярным составом газа, величина Ь = 1,2-1,4 существенно влияет на величину термического КПД ТД, изменяя его более чем в 2 раза, величины п = 6-7, у = 14-18, их увеличение практически пропорционально увеличивает КПД ТД [4].

Значения Ктдмехо для ТД, работающих на газовом топливе, составляют 0,3-0,35 м/т, газовых турбин

0,35-0,45 м/т, значения Кт,

, = 0,42-0,52 м/т [4].

Рис. 2. Изображение идеальных циклов Отто с ПКТНм - а; Дизеля с ПКТНм - b; на Т-S диаграммах.

W - энергия для работы привода ПКТНм (без учета потерь); SrS5 - изэнтропы (S = const); 1-2-3-4 - последовательные фазы работы ТД; 5-6 - линии изэнтропного сжатия хладагента ПКТНм; 6-7-8 - линии конденсации хладагента ПКТНм; 8-9 - линии дросселирования; 9-5 - линии испарения хладагента Fig. 2. Picture of the ideal Otto cycle with ПКТНм - а; Diesel-engine with ПКТНм - b; the T-S diagrams. W- energy for the drive ПКТНм (without losses); S1-S5 - isentropes (S = const); 1-2-3-4 - consecutive phases of ТД; 5-6 - isentrope compression lines of coolant of ПКТНм; 6-7-8 - condensation lines of coolant of ПКТНм; 8-9 - lines of throttling; 9-5 - lines of coolant evaporation

Дизельные ТД более экономичны, чем газовые, при сопоставимых температурных режимах работы отношение коэффициентов преобразования ПКТН с двигателем Дизеля к коэффициентам преобразования ПКТН с газовым двигателем составляет 1,15-1,35 [5], однако стоимость газового топлива позволяет достичь большей экономичности, чем с дорогим дизельным топливом. Поэтому дизельные двигатели применяются для привода ПКТН и автономных электрогенери-рующих установок комбинированной выработки электрической и тепловой энергии (КТЭС) в автономных системах выработки электроэнергии (при отсут-

ствии электросетей и газовых магистралей), если применение сжиженного природного газа или альтернативных газов (биогаз, газ мусорных свалок и т.п.) как энергоносителей оказывается менее предпочтительным .

Величины Кп тнтдо и Кп тн.тд.д могут рассчитываться в зависимости от температур на входе и выходе ТН с использованием данных по коэффициентам преобразования ПКТН (с электроприводом без потерь в электроприводе, т.к. коэффициент передачи механической энергии от теплового двигателя к компрессору ТН с достаточной для практических расчетов точ-

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 08 (112) 2012

© Scientific Technical Centre «TATA», 2012

ностью может быть принят равным 1). Таким образом, семейство коэффициентов преобразования ПКТНэп в функции Твх, Твых согласно данным [1], скорректированнное делением на поправочный коэффициент, увеличивающий значения Кп пктнэп с учетом пренебрежимо малых потерь в механическом приводе, возможно использовать для расчета Кп пктн м:

Кп пктн м Кп пктн эп/Кэл. пр. (7)

Значение коэффициента преобразования электроэнергии в механическую энергию в электроприводе компрессора ПКТН в среднем возможно принять равным 0,95 м/э: Кэлпр = 0,95 м/э [6].

Отношение использованной отработанной тепловой энергии ТД к механической энергии ТД определяется отношением коэффициентов Ктд отр/Ктд. мех = 4. Величина 4 для ТД, работающих по циклу Отто,

4э ~ 1,5-1,75 т/м, для ТД, работающих по циклу Дизеля, 4д ~ 1,0-1,4 т/м [4]. При этом соотношение для коэффициента преобразования Кппктнтд с учетом (2) и (7) представляется в виде

Кп пктнтд Ктд.мех

(Кп

/Кэл.пр + 4)

пктн эп'^эл.пр

(8)

Значения Кп

рассчитанные по соотношению

(8) с учетом данных [1] для Кп пктн эп, при условии отдельного теплосъема энергетических потоков отработанной теплоты Гтд.отр и теплоты конденсатора ПКТНм ^пктн м, подаваемых потребителю с разными температурами, представлены в табл. 1 и 2. Это условие отдельного теплосъема диктуется необходимостью снижения потерь «горячего» дросселирования с целью предотвращения снижения теплопроиз-водительности ПКТН [6].

Таблица 1

Энергетические и эксергетические характеристики ПКТН и ПКТНТД, работающих на газе по циклу Отто с утилизацией его отработанной теплоты

Table 1

Energetic and exergetic characteristics of vapor-compression heat pump with electric drive and driven by the thermal engines, gas-fueled Otto cycle with recycling of waste heat

t = t °С Кп пктн эп, т/э, (Ке), при tвых, °С Кп пктнтд о, (Ке), при ¿пктн.м. вых, С (^тд.отр. 90 С)

35 45 60 35 45 60

-5 4,0(0,52) 3,0(0,47) 2,4(0,47) 1,99(0,33) 1,63(0,32) 1,42(0,31)

0 4,6(0,52) 3,6(0,51) 2,7(0,49) 2,20(0,32) 1,84(0,32) 1,52(0,31)

5 5,1(0,50) 4,0(0,50) 3,0(0,49) 2,38(0,31) 1,99(0,31) 1,63(0,30)

10 5,7(0,46) 4,4(0,48) 3,2(0,48) 2,59(0,28) 2,13(0,29) 1,70(0,29)

15 6,3(0,41) 4,9(0,46) 3,5(0,47) 2,81(0,26) 2,31(0,28) 1,81(0,28)

Таблица 2

Энергетические и эксергетические характеристики ПКТН и ПКТНТД, работающих по циклу Дизеля с утилизацией его отработанной теплоты

Table 2

Energetic and exergetic characteristics of vapor-compression heat pump with electric drive and driven by the thermal engines on Dizel cycle with recycling of waste heat

t = t °С ¿вх о, ^ Кп пктн эп, т/э, (Ке), при t^, °С Кп пктнтд Д, (Ке), при ¿пктн.М. вых, С (tтд.отр. 90 С)

35 45 60 35 45 60

-5 4,0(0,52) 3,0(0,47) 2,4(0,47) 2,33(0,36) 1,86(0,34) 1,58 (0,34)

0 4,6(0,52) 3,6(0,51) 2,7(0,49) 2,61(0,36) 2,14(0,35) 1,72 (0,34)

5 5,1(0,50) 4,0(0,50) 3,0(0,49) 2,85(0,34) 2,33(0,34) 1,86 (0,34)

10 5,7(0,46) 4,4(0,48) 3,2(0,48) 3,13(0,32) 2,52(0,33) 1,95 (0,32)

15 6,3(0,41) 4,9(0,46) 3,5(0,47) 3,41(0,28) 2,75(0,31) 2,10 (0,31)

При расчетах значений Кп пктнтдо и Кп пктнтд.д по соотношению (8), представленных в табл. 1 и 2, приняты следующие величины Ктд.мех, Ктд.отр/Ктд.мех = 4, Кэл.пр.: Ктд. мех.о = 0,34 м/т, Ктд.мех.д = 0,45 м/т, 4о = 1,65 т/м, 4д = 1,0 т/м, Кэлпр = 0,95 м/э.

Значения эксергетических КПД Ке определяются отношением работоспособных частей тепловой энергии на выходе ПКТНТД Евых и энергии топлива, подаваемого на входе ТД Евх [7]:

К = Е /Е

^е -^вых'^вх*

(9)

Эксергия топлива Евх, подаваемого в ТД, равна его низшей теплоте сгорания [7]:

Евх ^тд вх. (10)

Суммарная эксергия тепловых потоков на выходе ПКТНТД Евых определяется как произведение величин их энергий на коэффициенты работоспособности (эксергетические функции) Кр [7]:

Е = W

вых п

= W

мКР

К + W К

пктн MVP пктн м 1 yt ТД OTpvTO отр То)/Тпктн м вых] о)/Ттд.отр J

пктн м[(Тпктн м вых

+ ^^тд.отр [(Ттд.отр То)/Тт

(11)

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 08 (112) 2012 © Научно-технический центр «TATA», 2012

где Т0 - температура окружающей среды, К;

Кр пктн м (Тпктн м вых То)/Тпктн м вых, Кр тд.отр

= (Т - Т )/Т W = W K =

V-* тд.отр 1 о/' 1 тд.отр? 11 пктн м 11 мех -^п пктн м

Wтд.вхKтд мехКп пктн эп/Кэл.пр; (12)

W = W К = W ЕК

тд отр тд вх тд отр тд вх т

вх тд мех

(13)

Выражение (9) для Ке с учетом соотношений (10)-(13) представляется в виде

Ке Ктд мех{(Кп пктн эп/Кэл.пр)[(Тпктн м вых То)/Тпктн м вых]}+ + Ктд мех^[(Ттд.отр То)/Ттд.отр]. (14)

В соотношении (14) величины Кп пктн эп указаны для

температур Тпктн.м.вых Тпктн эп вых Твых, Твх То. Значения Ке для ПКТНТДо и ПКТНТДд представлены, соответственно, в табл. 1 и 2 в скобках. Анализ данных этих таблиц показывает, что коэффициенты преобразования ПКТНТД в диапазоне рабочих температур ¿тошных, 4х изменяются, соответственно, с 1,42 до 2,81 и с 1,58 до 3,41, т.е. примерно в 2 раза, в то время как Кп пктн эп в этом же диапазоне температур изменяется с 2,4 т/е до 6,3 т/е, т.е. в 2,6 раза, что объясняется наличием в величине №гвых ПКТНТД составляющей отработанной теплоты Гтд.отр., не зависящей от ¿вх. Коэффициенты преобразования ПКТНТДд примерно на 10-18% выше, чем у ПКТНТДо, что объясняется более совершенным термодинамическим циклом Дизеля по сравнению с циклом Отто и, соответственно, более высокими значениями термических КПД дизельного двигателя по сравнению с газовым двигателем, работающим по циклу Отто. Сказанное подтверждается и большими значениями эксергетических КПД ПКТНТДд по сравнению с ПКТНТДо, которые в целом в рассматриваемом диапазоне рабочих температур, указанных в табл. 1, 2, изменяются, соответственно, с 0,28 до 0,36 и с 0,26 до 0,33, т.е. не более чем на 28%. Важно отметить, что величины эксергетических КПД ПКТНТД существенно ниже, чем у ПКТНэп (примерно в 1,5-1,6 раза), т.е. электроприводные ПКТНэп являются более совершенными термодинамическими преобразователями (с точки зрения приближения к идеальному ПКТН) низкопотенциальной (низкотемпературной) теплоты в теплоту требуемого для теплоснабжения объектов температурного потенциала. Это объясняется использованием в ПКТНэп для привода компрессоров электроэнергии, что ограничивает в целом потери эксергии в ПКТНэп с дополнительным регенеративным теплообменником и охладителем конденсата до 44% [6], распределенным по основным элементам их конструкции в соотношении: 2,88% - электропривод, 7,93% - компрессор, 5,14% -теплообменник-конденсатор, 6% - теплообменник-охладитель конденсата, 0,36% - регенеративный теплообменник, 0,3% - дросселирующее устройство, 2,58% - теплообменник-испаритель [6]. Потери эксер-гии в ПКТНТД дополнительно к указанным пополняются потерями в тепловом двигателе, являющемся преобразователем теплоты сгорания первичного энергоносителя в механическую и тепловую энергию, таким образом понижая как эксергетические Ке, так и

коэффициенты преобразования Кп ПКТНТДо,д. Важно отметить, что электроэнергия, в целом получаемая потребителями из электросетей, является продуктом переработки первичных энергоносителей [8], и, следовательно, выводы о термодинамической эффективности ПКТНэп справедливы для случая их электроснабжения от ветро-, гидро-, солнечных электростанций, т.е. от источников, выработка электроэнергии на которых не связана со сжиганием топлива [8]. В целом при электроснабжении ПКТНэп от централизованных электросетей коэффициент преобразования первичных энергоносителей в электроэнергию составляет порядка 0,32 э/т [6], что обуславливает кардинальное снижение показателей эффективности ПКТНэп по использованию первичных энергоносителей. Для сопоставления эффективности использования первичных энергоносителей различными видами их преобразователей в теплоту, электроэнергию, механическую работу применяется коэффициент использования первичных энергоносителей Киэ, определяемый для рассматриваемых ПКТНэп, ПКТНТДо,д в виде

К = W /W = W К /W = К К

гг вых' пэ гг пр^п' пэ

(15)

где Кп = ^вых/^пр - коэффициент преобразования ТН; Кпр э - коэффициент преобразования энергии первичного энергоносителя в энергию привода ТН; ^вых, ^пр, - соответственно, тепловая энергия на выходе теплового насоса, потребляемая его приводом и первичного энергоносителя.

Коэффициенты преобразования первичных энергоносителей - газа или жидкого топлива в теплоту привода абсорбционных ТН (АБТН), являющихся статическими (не имеющими вращающихся частей конструкции) ТН, в их газовых или жидкотопливных топках имеют величины порядка 0,9-0,98 (последнее значение относится к топкам, использующим теплоту конденсации паров сжигаемого газа) [9]. Таким образом, в целом для ТН с тепловым приводом с топками - АБТН Кпр э ^тн ~ 0,95. В ТН с приводом от тепловых двигателей потери учтены при определении их коэффициента преобразования по соотношению (8), и, следовательно, для них справедливо равенство

(16)

Киэ пктнтд о,д = Кп пктнтд о,д.

С учетом этих величин Киэ и Кпр э и указанного Кпр э пктн = 0,32 на основании соотношений (15) и (16), табл. 1, 2 и данных [1, 10] в табл. 3 представлены сводные характеристики теплоприводных АБТН, ПКТНТДо,д и электроприводных ПКТНэп. В табл. 3 представлены также величины коэффициентов трансформации теплоты низкотемпературных источников Книт для рассматриваемых видов тепловых насосов. Книт определяются как доля трансформируемой тепловой энергии низкотемпературного источника №гвит в теплоте на выходе теплового насоса ^вых:

Книт ^ниЖвых (^вых ^т пр)/^вых

= 1 - 1/Кп т. (17)

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 08 (112) 2012

© Scientific Technical Centre «TATA», 2012

Таблица 3

Сравнительные харктеристики парокомпрессионных тепловых насосов с электроприводом, приводом от газовых двигателей с циклом Отто и абсорбционных тепловых насосов с газовыми горелками

Table 3

Comparative characteristics of vapor-compression heat pump with electric drive, powered by gas engine with Otto cycle and absorption heat pumps with gas burners

Температурный режим, °C АБТН ПКТНТДо ПКТНэп

¿вх ¿вых ¿о Кп Ке Киэ Книт Кп Ке Киэ Книт Кп, т/э Ке Киэ Книт

-5 60 -20 1,20 0,60 1,14 0,16 1,42 0,37 1,42 0,29 2,4 0,47 0,77 0,58

0 60 0 1,30 0,65 1,23 0,23 1,52 0,31 1,52 0,34 2,7 0,49 0,86 0,62

15 60 15 1,48 0,74 1,40 0,32 1,81 0,28 1,81 0,44 3,5 0,47 1,12 0,71

-5 45 -20 1,48 0,74 1,40 0,32 1,63 0,39 1,63 0,38 3,0 0,47 0,96 0,66

10 45 0 1,52 0,76 1,44 0,34 2,13 0,36 2,13 0,52 4,4 0,48 1,41 0,77

15 45 15 1,53 0,76 1,45 0,34 2,31 0,28 2,31 0,56 4,9 0,46 1,57 0,79

5 35 -20 1,54 0,77 1,37 0,35 2,38 0,35 2,38 0,58 5,1 0,50 1,63 0,80

10 35 0 1,55 0,77 1,47 0,35 2,59 0,37 2,59 0,61 5,7 0,46 1,82 0,82

15 35 15 1,55 0,77 1,47 0,35 2,81 0,26 2,81 0,64 6,3 0,41 2,02 0,84

В соотношении (17) Wт пр - теплота, привносимая приводом ТН, Кп т - коэффициент преобразования энергии, потребляемой приводом теплового насоса, в теплоту. Для теплоприводных ТН (АБТН, ПКТНТД) Кпт = Кп. Для электроприводных ТН Кпт = КпКт, Кт -коэффициент соответствия потребленной электроэнергии теплоте, измеряемый в единицах э/т (элек-тро/тепло), обеспечивающий безразмерность коэффициента Кпт в (17). В первом приближении Кш ~ 1 э/т, и для ПКТНэп:

Кпт = Кп (т/э)Кпт(э/т) = Кп (т/э) 1(э/т). (18)

Анализ значений Киэ рассматриваемых ТН, представленных в табл. 3, показывает, что наибольшее полезное использование первичных энергоносителей обеспечивается ПКТНТД, значения которых в рассматриваемом диапазоне рабочих температур (выделены курсивным шрифтом) изменяются примерно в 2 раза, превышают Киэ АБТН в 1,25-1,9 раза и превышают Киэ ПКТНэп в 1,4-2 раза. Границы наивысших значений Киэ ПКТНэп и АБТН обозначены жирным шрифтом. Наибольшие значения коэффициента трансформации Книт обеспечиваются ПКТНэп, у которых они в 1,3-2 раза превышают Книт ПКТНТДо и в 2,4-3,6 раза превышают Книт АБТН.

Таким образом, изложенное свидетельствует о том, что наибольшими энергосберегающими свойствами (наивысшими коэффициентами использования первичных энергоносителей Киэ) обладают ПКТНТД. Однако их коэффициенты термотрансформации в 1,3-2 раза ниже, чем у ПКТНэп. Это свойство может оказаться определяющим при предпочтительном выборе ПКТНТД и АБТН по сравнению с ПКТНэп при трансформации ограниченного количества теплоты НИТ, например, при утилизации теплоты воздуха вытяжной вентиляции, канализационных стоков и т. п., при ограниченном количестве энергии для

электропривода ПКТН, например, в автономных системах тепло- и электроснабжения объектов с помощью когенерационных теплоэлектростанций, работающих на сжиженном газе или дизельном топливе из специальных хранилищ. АБТН являются теплохо-лодогенераторами, совмещающими свойства ТН и огневых водогрейных котлов, что, в частности, подтверждает их свойство сохранять работоспособность при низких температурах на входе Твх с Кп = 1,0 [10], а также наинизшие коэффициенты термотрансформации, обеспечивающие теплоснабжение объектов при малых величинах Wнит, если условия минимума потребления первичного энергоносителя для их теп-лопривода не являются определяющими (например, объект имеет централизованное газоснабжение наиболее дешевым энергоносителем - магистральным природным газом или биогазом собственного производства). Важно отметить, что условия минимума потерь эксергии (наивысшая термодинамическая эффективность), обеспечиваемые АБТН, не соответствуют условиям минимума потребления первичного энергоносителя (максимума Киэ), обеспечиваемого ПКТНТД, и, следовательно, для рассматриваемых видов ТН критерий минимума потерь эксергии (максимума Ке) не может быть определяющим при определении целесообразности применения того или иного из этих ТН.

В качестве примера перераспределения потоков энергии и эксергии в теплогенераторе прямого нагрева - газовом водогрейном котле ГК и в ПКТНТДо и в элементах конструкции систем теплоснабжения, составными частями которых они являются, на рис. 3 для них представлены диаграммы потоков энергии (диаграммы Сэнки) и потоков эксергии (диаграммы Грассмана) [7], в целях упрощения анализа, в единицу времени т = 1, когда они в относительных единицах (%) совпадают с энергией. На рис. 3 потоки

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 08 (112) 2012 © Научно-технический центр «TATA», 2012

энергии и эксергии на выходе ПКТНТДо разделены (минимизация потерь «горячего» дросселирования), температура на выходе ПКТНТДо /тн вычислена как условно усредненная по объекту теплоснабжения. Потоки энергии для диаграмм Сэнки вычислялись по данным энергобалансов с учетом коэффициентов преобразования наиболее дешевого первичного энергоносителя - магистрального газа и низкотемпературного источника в теплоту. Потоки эксергии для диаграмм Грассмана для каждого (п-го) из элементов

систем теплоснабжения вычислялись на основании данных [7] по соотношению

йп = + d1 = (де)(Те - Т0)/Те + 4, (19)

где dе, де, Те, Т0 - соответственно, внешние потери эксергии (связанные с условиями взаимодействия п-го элемента системы с окружающей средой), его теплопоток, его температура и температура окружающей среды, К; di - внутренние потери я-го элемента системы, связанные с необратимостью процессов, протекающих внутри этого элемента.

Рис. 3. Диаграммы перераспределения энергии и эксергии по элементам систем теплообеспечения отопления (^ых = 60 °С, ^окр = 0 °С) с газовым котлом ГК (а) и с парокомпрессионным тепловым насосом с приводом от газового двигателя ПКТНТД (b) Fig. 3. Diagrams of redistribution of energy and exergy for elements of heating systems (t = 60 °C, t = 0 °C) with gas boiler ГК (а), and vapor compression heat pump driven by gas engine ПКТНТД (b)

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 08 (112) 2012

© Scientific Technical Centre «TATA», 2012

Таблица 4

Потери эксергии в системах отопления помещений с газовым водогрейным котлом и с парокомпрессионным тепловым насосом с приводом от газового двигателя с циклом Отто

Table 4

Exergy losses in the systems of heating with a gas boiler and vapor-compression heat pump driven by

gas engine with Otto cycle

Вид системы теплоснабжения

с ГК сПКТНТДо

Энергия на входе газа, % Энергия на входах газа и низкотемпературного источника НИТ, %

100 195

№ на рис. 3 Элемент системы теплоснабжения Эксергия на входе газа, % Эксергия на входах газа и низкотемпературного источника НИТ, %

100 101,7

Энергия на выходе системы, %

90 185

Потери эксергии, %

de di dn de di dn

1, а Топка ГК 3 28 31 - - -

2, а Теплообменная поверхность ГК - 52,8 52,8 - - -

1, b Газовый двигатель ПКТНТДо - - - 1,5 50,5 52

2, b ПКТНм ПКТНТДо - - - - 16,6 16,6

3, a, b Нагревательные приборы системы - 10,1 10,1 - 20,5 20,5

4, a, b Стены отапливаемого помещения 6,1 - 6,1 12,6 - 12,6

Всего 100 101,7

Результаты расчетов ё„ для всех элементов сравниваемых систем теплоснабжения представлены в табл. 4.

Анализ данных табл. 4 при вышепринятом условии т = 1 показывает, что система теплоснабжения на базе ПКТНТДо при одинаковом потреблении первичного энергоносителя - магистрального газа обеспечивает выработку в 1,85 раза большей тепловой мощности по сравнению с ГК при примерно одинаковой потере эксергии: соответственно, 101,7% и 100%. При этом потери эксергии в газовом двигателе ПКТНТДо и теплообменной поверхности ГК приблизительно равны, потери эксергии собственно в ПКТНм примерно в 2 раза меньше, чем в топке ГК, а потери эксергии при теплоотдаче нагревательными приборами систем теплоснабжения в случае с ПКТНТДо примерно в 2 раза выше, чем с ГК. Последнее объясняется в 1,85 раза большим теплопото-ком, отдаваемым указанными нагревательными приборами отапливаемому помещению). При одинаковых тепловых мощностях на выходе систем теплоснабжения с ГК и ПКТНТДо соответствующий пересчет теплопотоков в системе с ПКТНТДо с коэффициентом их уменьшения Ку = 0,49 дает значения потерь эксергии в нагревательных приборах системы отопления и в стенах отапливаемого помещения такие же, как и с ГК, однако потери эксергии в

самом ПКТНТДо существенно меньше: в газовом двигателе 25,5%, в ПНТНм 8,1%, и в целом по системе теплоснабжения с ПКТНТДо потери эксергии составляют порядка 50%: (25,5+8,1+10,1+6,1)%, т.е. в 2 раза меньше, чем в системе теплоснабжения с ГК.

Выводы

1. Коэффициенты преобразования наиболее распространенных видов тепловых насосов: ПКТНэп, АБТН, ПКТНТД - существенно различаются при одинаковых (сопоставимых) условиях работы как по величине (для теплоприводных тепловых насосов -АБТН, ПКТНТД), так и по физической сущности (теплоприводных - в безразмерных единицах, электроприводных ПКТНэп - в относительных единицах тепло/электро - т/э), что обуславливает необходимость их сравнения в целом по критерию минимума потребления первичных энергоносителей с учетом обеспечиваемых ими величин коэффициентов термотрансформации низкотемпературных источников теплоты.

2. Наивысшими значениями эксергетического КПД Ке, а следовательно, и термодинамической эффективностью по сравнению с ПКТНТД и ПКТНэп обладают АБТН. Величина их Ке в диапазоне рабочих температур ТН составляет 0,6-0,77, что пример-

Международный научный журнал «Альтернативная энергетика и экология» № 08 (112) 2012 © Научно-технический центр «TATA», 2012

но в 1,3-1,9 раза больше, чем у ПКТНэп и в 1,6-3 раза больше, чем у ПКТНТД. Наинизшие значения Ке имеют ПКТНТД, что обьясняется потерями эксергии при прямом преобразовании энергоносителей в механическую энергию в их приводных тепловых двигателях и при обратном преобразовании механической энергии этих двигателей в теплоту ТН, потери эксергии в них примерно в 2 раза меньше, соответственно, эксергетические КПД примерно в 2 раза выше, чем в газовых водогрейных котлах.

3. Наиболее эффективное использование первичных энергоносителей обеспечивается ПКТНТД, коэффициент использования ими первичных энергоносителей Киэ в диапазоне рабочих температур ТН изменяется с 1,42 до 2,81, превышает Киэ АБТН, соответственно, в 1,25-1,9 раза и превышает Киэ ПКТНэп, соответственно, в 1,4-2 раза. Условия минимума потерь эксергии (наивысшей термодинамической эффективности), обеспечиваемые АБТН, не соответствуют условиям минимума потребления первичных энергоносителей, обеспечиваемым ПКТНТД, и, следовательно, критерий максимума эксергетиче-ского КПД ТН не может быть определяющим при определении целесообразности применения ТН.

4. Наибольшие значения коэффициента термотрансформации К^ обеспечиваются ПКТНэп, у которых в диапазоне рабочих температур ТН его величина изменяется с 0,62 до 0,85, соответственно, в 1,32 раза превышает Книт ПКТНТД и, соответственно, в 2,4- 4 раза превышает Книт АБТН.

5. Целесообразность применения АБТН или ПКТНТД по сравнению с ПКТНэп может быть обоснована при трансформации ограниченного количества теплоты низкотемпературного источника (утилизация теплоты техногенных источников, канализационных стоков и т.п.), когда значительная часть теплоты на выходе этих ТН обуславливается энергопотреблением их тепловых приводов.

6. Применение ПКТНТД, обеспечивающих максимальную экономию первичных энергоносителей, может быть наиболее эффективно в условиях ограниченного количества энергоносителей для привода ТН, например, в автономных системах тепло- и электроснабжения объектов, работающих на сжиженном газе или дизельном топливе из специальных хранилищ.

7. Применение АБТН, имеющих наименьшие значения Книт, наиболее целесообразно по сравнению с ПКТНэп и ПКТНТД при наименьших значениях располагаемой трансформируемой тепловой энергии низкотемпературных источников теплоты, когда па-рокомпрессионные ТН не могут обеспечить в требуемом количестве теплоту теплоснабжения объекта, а АБТН работают практически в режиме с коэффициентом преобразования, близким к 1, а также в случаях, когда надежность ТН (отсутствие вращающихся частей), простота замены или резервирования циркуляционных насосов, невысокие затраты на техобслуживание являются определяющими.

8. Применение ПКТНэп наиболее целесообразно при невысоких температурах теплоносителей (до 35 °С) теплоты, отдаваемой потребителям в диапазоне температур низкотемпературных источников трансформируемой теплоты от +5 до +15 °С при их достаточно большой или неограниченной тепловой энергии (в последнем случае получаемой от природных источников: воды, воздуха, грунта Земли, солнца). Такие условия реализуются в системах воздушного отопления с трансформацией теплоты наружного воздуха в регионах с теплыми зимами и кондиционирования (охлаждения) воздуха помещений в жаркое летнее время; в системах воздушного отопления и гидронного кондиционирования с трансформацией теплоты Земли с помощью грунтовых коллекторов (геотермические низкотемпературные источники), или гидроскважин, поверхностных водоемов (гидротермические низкотемпературные источники), или солнечных коллекторов, абсорберов.

9. Целесообразность применения АБТН, ПКТНТД или ПКТНэп с учетом изложенных технических соображений должна быть подтверждена технико-экономическими расчетами применительно к конкретным объектам теплоснабжения.

Список литературы

1. Долгов И.Ю. Термодинамический анализ, энергетические и эксергетические характеристики парокомпрессион-ных тепловых насосов с электроприводом и пути их улучшения // Альтернативная энергетика и экология - ISJAEE. 2011. № 12. С. 14-20.

2. Хайнрих Г., Найорк Х., Нестлер В. Теплонасосные установки для отопления и горячего водоснабжения / Пер. с нем. Н.Л. Кораблевой и канд. техн. наук Е.Ш. Фельдмана / Под ред. канд. техн. наук Б.К. Явнеля. М.: Стройиздат, 1985.

3. Промышленные системы кондиционирования Sanyo. http://www.Sanyo-airservice.ru.

4. Андрющенко А.И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок. М.: Высшая школа, 1985.

5. Winkler J.P., Schneider P. Warmekopplungsanlagen -Kriterien der Dimensionierung. In: Warmepumpen-technologie, Bd II, S 111-123, Essen: Vulkan-Verlag, 1979.

6. Елистратов С. Л. Комплексное исследование эффективности тепловых насосов. Автореф. дисс. ... д-ра техн. наук. Институт теплофизики СО РАН, Новосибирск, 2010.

7. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетический метод и его приложения. М.: Энергоатомиздат, 1988.

8. Долгов И.Ю. Роль и место теплонасосных установок в обобщенной термодинамической системе выработки и преобразования энергии // Альтернативная энергетика и экология - ISJAEE. 2011. № 12. С. 21-25.

9. Тепловые насосы Vitokal. Когенерационные электростанции Vitobloc200. Газовые и электрические котлы и водонагреватели. Техническая и коммерческая информация фирмы VIESSMANN (Германия). http://www.viessmann.ru/.

10. Долгов И. Ю. Термодинамический анализ, энергетические и эксергетические характеристики абсорбционных тепловых насосов и их сравнение с парокомпрессионными тепловыми насосами с электроприводом // Альтернативная энергетика и экология - ISJAEE. 2012. № 8. С. 33-40.

International Scientific Journal for Alternative Energy and Ecology № 08 (112) 2012

© Scientific Technical Centre «TATA», 2012