Комплексный анализ и оценка эффективности тепловых насосов для одновременного получения теплоты и холода тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Дроздов Михаил Михайлович

• Дроздов Михаил Михайлович
• кандидат наук
• 2023

Оглавление диссертации кандидат наук Дроздов Михаил Михайлович

Реферат

Synopsis

ГЛАВА1. Анализ современного состояния проблемы выбора эффективных схем тепловых насосов различного назначения

1.1 Анализ существующих технических решений для создания энергосберегающих систем на основе комбинированных тепловых насосов

1.2 Обзор графических приложений для определения областей применения различных технических решений

1.3 Схемы современных тепловых насосов как объектов применения разрабатываемой технологии

1.4 Выбор рабочих тел комбинированных тепловых насосов

1.5 Методы оценки эффективности тепловых насосов. Сравнение существующих методов

ГЛАВА 2. Разработка методики и оценка эффективности парокомпрессионных комбинированных тепловых насосов

2.1 Уточнение методики оценки эффективности тепловых насосов для одновременного получения теплоты и холода

2.2 Разработка методики оценки эффективности различных схем комбинированного теплового насоса с учётом рассмотренных особенностей

2.3 Выбор исходных данных для анализа. Блок-схема расчета

2.4 Расчёт и анализ различных схем комбинированных тепловых насосов на основе разработанной методики

2.5 Изменение термодинамических потерь при изменении величины параметров, не входящих в цикл работы теплового насоса

ГЛАВА 3. Разработка усовершенствованной технологии выбора энергоэффективных тепловых насосов

3.1 Принцип построения температурной карты

3.2 Разработка и построение температурных карт

3.3 Методика использования температурной карты

3.4 Приложение разработанных карт для анализа реальных объектов

Заключение

Список сокращений

Список литературы

Список иллюстративного материала

Приложение А Исходные данные для расчета циклов одноступенчатых комбинированных тепловых трансформаторов на Я290

Приложение Б Температурные карты

Приложение В Тексты публикаций

Реферат

Актуальность темы

Необходимость разработки технических решений, способствующих внедрению и оптимизации работы экологически чистых энергосберегающих технологий, поиск оптимальных решений по экономичности, надежности и ресурсу являются важными проблемами холодильной техники. Применение тепловых насосов для совместной выработки теплоты и холода в составе энергосберегающих систем в настоящее время является одной из важных проблем науки и техники. Изучение результатов проведённых работ, существующих схем и проектов показало, что применение комбинированных тепловых насосов в различных отраслях промышленности может быть достаточно эффективным. В настоящее время установлено, что для энергосберегающих систем на базе комбинированных тепловых насосов различных схем отсутствуют современные средства, позволяющие принимать решения об их эффективности, основанные на применении компьютерной техники. Комплексный анализ различных схем тепловых насосов, разработка на его основе графических приложений для оценки их эффективности с учётом условий работы определило актуальность исследования.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Комплексный анализ и оценка эффективности тепловых насосов для одновременного получения теплоты и холода»

Цель работы

Совершенствование способа оценки эффективности и подбора теплового насоса с учётом условий работы.

Задачи работы

1. Анализ существующих технических решений по созданию энергосберегающих систем на основе комбинированных тепловых насосов. Возможность оценки и совершенствования работы тепловых насосов на основе графических приложений.

2. Разработка методики и оценка эффективности тепловых насосов для одновременного получения теплоты и холода.

3. Разработка графических приложений для оценки эффективности комбинированных тепловых насосов на основе результатов комплексного анализа. Приложение разработанных температурных карт для анализа реальных объектов.

Научная новизна работы

1. Разработана методика построения температурной карты, позволяющей оценить эффективность теплового насоса в режимах выработки полезной теплоты, холода и в комбинированном режиме.

2. Получены новые термодинамические соотношения для реализации схем установок совместного производства теплоты и холода с учётом конкретных условий работы.

Теоретическая и практическая значимость работы

Разработаны графические приложения, позволяющие определить термодинамическую эффективность совместной выработки теплоты и холода на широком спектре современных хладагентов. Получены экспериментальные данные в подтверждение разработанной методики. Результаты исследований предлагаются к внедрению в производство.

Положения, выносимые на защиту

1.Метод оценки эффективности комбинированных тепловых насосов с учётом потерь, вызванных изменением режимных параметров.

2.Построение температурной карты эффективного использования тепловых насосов на современных хладагентах с низким значением О'Р.

3.Результаты численного эксперимента по уточнению степени термодинамического совершенства комбинированных тепловых насосов, представленные в виде новых функций.

4.Результаты приложения температурных карт к анализу промышленной установки.

Апробация работы

Основные результаты работы были представлены на Международной научно-практической конференции «Обеспечение устойчивого развития в контексте сельского хозяйства, зеленой энергетики, экологии и науке о Земле» (ESDCA 2021); Научно-технической конференции с международным участием «Глобальное потепление - реальный вызов для индустрии холода. Перспективы и последствия»; Всеукрашсько!' науково-техшчно!' онлайн-конференцп «Актуальш проблеми енергетики та екологп»; Практической конференции «День технолога рыбоперерабатывающего предприятия» в рамках выставки AquaProExpo; ежегодных конференциях научно педагогических работников Астраханского государственного технического университета (2017-2021), Всероссийских междисциплинарных научных конференциях «Наука и практика» (2019-2020).

Достоверность научных достижений

Методы энергетического и термодинамического анализа разрабатывались на основе авторитетных научных источников. При проведении эксперимента на промышленной установке применялись поверенные измерительные приборы.

Внедрение результатов работы

Теоретические выводы работы использованы в учебном процессе Дмитровского рыбохозяйственного технологического института (ДРТИ ФГБОУ ВО «АГТУ») при подготовке бакалавров направления «Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения»

Публикации

По теме диссертации опубликовано 16 научных работ, в том числе: 2 в рецензируемых журналах и изданиях, рекомендованных ВАК, в международную базу Scopus - 1.

Структура и объём диссертации

Диссертационная работа состоит из трех глав, заключения, списка сокращений, списка использованной литературы (101 наименований), списка иллюстрационных материалов и двух приложений. Работа содержит 103 страницы текста, 82 иллюстрацию, 5 таблиц и 3 приложения на 48 страницах.

Содержание работы

Введение. Во введении обоснована актуальность работы, определены цель и задачи исследования, научная новизна, теоретическая и практическая значимость работы, сформулированы научные положения диссертации, выносимые на защиту, приведены сведения об апробации работы, достоверности научных достижений, публикациях, структуре и объеме диссертации.

Глава 1. Проведен обзор и анализ научно-технической литературы, посвященный созданию энергосберегающих систем на базе комбинированных тепловых насосов. При анализе выявлены направления оценки возможности и совершенствования работы тепловых насосов на основе графических приложений, выбран ряд наиболее популярных схем тепловых насосов и хладагентов с низким показателем GWP. В качестве примеров приведены приложения в виде диаграмм технических данных по использованию компрессоров различных фирм, водяных насосов, одноступенчатого теплового насоса (Рисунок 1-3).

90 и-

■30 -20 -10 0 10 20 30

Ю ГС]

Рисунок 1 - Пример графического изображения области использования

компрессоров

Область использования определяется видом зависимости температуры конденсации от температуры кипения хладагента.

50 ™з/ч 1 Ваг

Потребляемая мощность. кВт об/мин

Рисунок 2 - Пример номограммы для определения характеристик и подбора

водяного насоса

енгс

90

85

ао

75

-5 О 5 10 75 г., *С

Рисунок 3 - Зона доступных температур конденсации при работе ТНУ в режиме

тепло-и хладоснабжения

На диаграмме выделена область возможного применения тепловых насосов, при этом не ставится вопрос об их эффективности.

Глава 2. Приведена методика комплексного анализа и расчёт энергетических и термодинамических показателей схем тепловых насосов для девяти холодильных агентов. Для уточнения получаемых результатов разработан ряд графических моделей коэффициентов, учитывающих потери в процессе

преобразования электрической энергии в тепловой эквивалент работы. Для учета потерь, вызванных отклонением от адиабаты в процессе сжатия, на основе базы данных фирмы В^ег разработан коэффициент учитывающий отклонение энтропии нагнетания от адиабаты, (безразмерный),

= (1)

^а а

где S2 и S2a - энтропия нагнетания действительного и адиабатического процесса сжатия, соответственно.

На основе разработанной методики проведен расчет и анализ изменения степени термодинамического совершенства циклов выбранных схем в комбинированном режиме работы теплового насоса при различных режимных параметрах. Расчёт проведён с использованием программ Cool Pack и Danfoss Coolselector. В результате получен банк данных объёмом в 1260 значений при изменении параметров в интервале tk=+30...60°C и диапазоне to=0...-35oC для каждого вида циклов и выбранных хладагентов. В качестве примера приведены результаты расчёта схемы одноступенчатого комбинированного теплового трансформатора на R290 (Рисунок 4,5).

azs ^ рРге

0.14

Mi Ог2

0,16 0Д4

<да

од

-60 -40 -ао о го

Рисунок 4 - Зависимость степени термодинамического совершенства комбинированного теплового насоса от температуры кипения при различных температурах конденсации для хладагента R290: голубой-nе(комб)tk=30°C оранжевый -'Пе(комб)tk=40°C; серый - ^(^^=50°^ желтый - 'Пе(комб)tk=60°C

Г * ■■■

be т ф л Г*. ч*

\ *

7 Г * •Г Г J i ► \

* 4 4 . £ Ф •

I / f V

л

13

u*

Ü.H

W

Р.! 0.1Ф

Рисунок 5 - Зависимость степени термодинамического совершенства комбинированного теплового насоса от температуры конденсации при различных температурах кипения для хладагента R290: голубой - Пе(комб)1:о=0оС; оранжевый -

Пе(комб^о=-5°С; серый - Пе(комб^о=-10°С; желтый - Пе(комб^о=-15°С; синий - Пе(комб^о= -20оС; зеленый - Пе(комб^о=-25°С; тёмно-синий - Пе(комб^о=-30°С

В результате анализа выявлен общий характер поведения зависимостей, образующих криволинейную поверхность (Рисунок 6).

/

Рисунок 6 - Поверхность изменения степени термодинамического совершенства

комбинированного теплового насоса

На полученной криволинейной поверхности выделены характерные области изменения степени термодинамического совершенства: область максимальной эффективности, для которой Пе имеет максимальное значение; область высокой эффективности, для которой изменение значений Пе не превышает 0,05 от максимального значения; область возможного использования, где п от максимального значения не превышает 0,1.

Глава 3. Приведены методика и пример разрабатываемого графического приложения - температурной карты для хладагента Я290. Температурная карта представляет собой поле в координатах ^Ок) с нанесенными проекциями выделенных областей на плоскость координат, отражённых на рисунке 7.

Рисунок 7 - Выделение значений пе и ^ для экстремума и области высокой

эффективности

С целью получения математических зависимостей, характеризующих всё поле температурной карты, приведён характер изменения зон экстремума и высокой эффективности (Рисунок 8).

Экстр,

Го

уть] - < да

1 ■ 1

* а

»

«б

В

Выеон, Эффектна,

10

№ 1:< к-

4» ■

»

1»

:

> в 1 да РИЦ"

И"

■гь ы и

■и -и л -да

■1Л

Рисунок 8 - Характер изменения зон экстремума и высокой эффективности

в координатах tk(to)

Простейшая температурная карта для оценки эффективности применения одноступенчатых комбинированных тепловых трансформаторов представлена на рисунке 9.

/ / А .

_/

/ / у

1оГС) /

140

120

100

го

60

40

20

-Максимальная эффективностьКТТ

- Высокая зффективностьКТТ

-Ограничение по степени повышения давления

-Ограничениепо крити ч еской температуре кл адагента

-70 -60 -50 -40 -ВО -20 -10 0 10 20

Рисунок 9 - Температурная карта эффективности применения одноступенчатых комбинированных тепловых трансформаторов

Поле использования данных тепловых насосов ограничивается возможным для схемы максимальным отношением рабочих давлений, допустимой температурой нагнетания, максимальной температурой конденсации.

С целью уточнения положения проекций характерных областей при высоких температурах конденсации, выполнены проверочные расчеты, подтверждающие предполагаемый характер изменения.

Пример графической интерпретации результатов проверочного расчета представлен на рисунке 10.

110 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0 -10 -20

Рь &> т

Н290 т *

А А

д ь 4

/ г /

/

т/ ^

У^лг

1——1 ± . -у1

-Макс [Ю 4

юч кам

-Высок но 4

юч кам

Макс.эффект исход

Высок.эффект исход

-20

30

Рисунок 10 - Сравнение результатов анализа и поверочного расчета изменения характеристик экстремума и границы зоны высокой эффективности

Отклонения расчетных данных от данных, полученных в результате экстраполяции расчетов, незначительны. Это означает, что для первоначальной оценки эффективности одноступенчатых тепловых насосов в области высоких температур конденсации данные карты (Рисунок 9) достаточны.

Для увеличения точности и унификации применения температурной карты для разных видов теплоты (холод, тепло, комбинированный режим), разработана серия поправочных величин, учитывающая различные режимные факторы, влияющие на положение областей степени термодинамического совершенства.

Значения и характер изменения поправочных величин для уточнения положения характеристик температурной карты с учетом процентного

соотношения полезных эффектов при работе теплового насоса представлены на рисунке 11.

КЕк Эвсгр. Высок, эффектна. КЕк Эмтр. Высок, эффеяти В.

100 0.255 0,205 100 0 С

-21,5 ■36 8С 0,5 1

во 0,243 0,186 60 1 1,6

-22 -39 40 2 2,5

60 0,225 0Д7 20 3

■22.5 ■39,6 0 3 4

ад 0,206 0,151

-23,5 ■40,5

:о 0,193 0,136

■24 ■41

0 0,175 0Д2

-24,5 -42

N-1

Т =-С,03841-1 У381

г

Г=-0,03141 »5,071»-. *'-. Р-0,9878 '■■! \

%

4

3,5 3

15 2

3,5 1

0,5

а

* Экстр.

♦ бы««:

эффекте

20 40 И Я)

Рисунок 11 - Таблица исходных данных и график изменения поправочных

величин температуры кипения

Вид температурной карты с ограничениями по температуре окружающей среды приведён на рисунке 12.

УГ Гк

> V 1«

иЛг /У

Ьс

ВО

К

Л

Рисунок 12 - Режим работы одноступенчатого комбинированного теплового насоса на температурной карте для хладагента Я290

Согласно температурной карте, эффективность цикла (рисунок 12) лежит в диапазоне между экстремумом и областью, в которой изменение степени термодинамического совершенства меньше экстремума на 0,05.

С целью оценки наиболее значимых ограничений и повышения точности отражения исследуемого режима на температурной карте разработан ряд поправочных коэффициентов в соответствии с результатами системного анализа.

Примеры расчётных математических зависимостей для определения поправочных коэффициентов и ограничений:

ДСЕ = /(ДСцс) = 3,8978* ^(ДСщ.) — 9,4468, К - при изменении перегрева

на всасывании;

, К - при изменении переохлаждения перед

дросселированием,

изменении разности между температурой кипения и температурой низкопотенциального источника теплоты,

- при изменении величины

используемой высокотемпературной теплоты, К,

Для вычисления положения линии максимальной эффективности с учетом поправок, применяется следующее выражение, 0С,

::= _ (^г...- — - ^:- ^:..-,.'), - значение температуры кипения

линии максимальной эффективности, с учетом поправочных коэффициентов,

где ^акс - текущая температура кипения любой точки, лежащей на линии

максимальной эффективности.

Аналогично производится расчет поправки для линии высокой эффективности КТТ для рассматриваемого ряда холодильных агентов

Температурная карта эффективности применения комбинированных тепловых трансформаторов различных схем и холодильных агентов с учётом выявленных ограничений приведена на рисунке 13.

Рисунок 13 - Температурная карта эффективности применения комбинированных тепловых трансформаторов на хладагенте R134a и парах рабочих тел Я290/К170,

Я717/Я170, Я717/Я744

В качестве примера применения температурной карты представлены результаты оценки эффективности при испытании теплового насоса типа «вода-вода» УЕМСЕ15Н 02 фирмы АЕЯМЕС, работающего в режиме производства теплоты, Тепловой насос представляет собой фреоновый контур на хладагенте Я407С, забирающий теплоту из помещения с использованием промежуточного теплоносителя, в качестве которого выступает замкнутый водяной контур. Преобразованная теплота передается контуру потребителя, в качестве которого выступает аккумулятор теплоты, подключенный к бассейну для выращивания рыбы.

Схема подключения теплового насоса и расположение приборов измерения представлены на рисунке 14. На рисунке 15 представлен график изменения температур в точках, отмеченных на рисунке 14. На основе данных, полученных в результате измерения параметров в течение трех рабочих циклов, выделено 9 усредненных режимов работы теплового насоса.

Рисунок 14 - Схема подключения теплового насоса УЕЫ!СЕ15Н 02

Результаты исследования температурного режима работы насоса представлены на рисунке 15.

Рисунок 15 - Изменение температуры в измеряемых точках во времени

На графике представлены три временных цикла работы теплового насоса (0 ч - 0,48ч - первый цикл; 4,1 ч - 4,25 ч - второй цикл; 7,685 ч - 7,794 ч - третий цикл). Периоды работы теплового насоса занимают малый промежуток времени, относительно периода снижения температуры. Поскольку первый временной цикл захватывает максимально широкий температурный диапазон, на его основе определён основной характер изменения степени термодинамического совершенства теплового насоса. Результаты анализа представлены на рисунке 16

80 1ь(вС)

• Р1(Т1)

|> . Р1(Т2)

• Р1(ТЗ)

• Р1СТ4)

~ • Р1ГГ5)

i * ж Р2(Т1)

/ *

40 * РЗ(Т2)

•Г ♦ РЗ(Т1)

ш /

50 ♦ РЗСТ2)

24 — — — Экстремум

— — — Высок

--Степень повышения

10 давления - Критическая температура

о

Л *

Рисунок 16 - Режимы работы теплового насоса для хладагента Я407С

Анализ полученных данных, позволил выявить отклонения характеристик действительных циклов от расчетных, наблюдающиеся в переходных режимах работы теплового насоса, которые значительно сокращаются при приближении к режиму, близкому к стационарному. (Рисунок 17)

,,,

...у- ■•

М-с) •

0,3 Пе

0,25

0,2

0,1

0,05

(Т1 (Т2 (ТЗ >Т4

>Т5

-50 -40 -30 -20 -10 О 10 20

Рисунок 17 - Изменение степени термодинамического совершенства для режимов

первого временного цикла теплового насоса

Для подтверждения предположения проведен анализ ряда одноступенчатых циклов теплового насоса с изменяющимся коэффициентом отклонения энтропии нагнетания от адиабаты (Рисунок 18)

ДБ=0,01

"Ч

Д5=-0,074 \

•_

ОД 4 Пе

0Д2

ОД

0,08 «Т1

0,06

0,04

0,02

О

-50 -40 -30 -20 -10

Рисунок 18 - Изменение степени термодинамического совершенства для режимов

первого временного цикла теплового насоса

При приближении коэффициента к значению, полученному для действительных циклов в переходном режиме, положение точки на температурной карте приближается к значению, определённому положением проекции характеристики.

Заключение

1. Разработанная методика и результаты комплексного анализа ряда схем тепловых насосов на рабочих веществах с низким GWP положены в основу решения поставленных задач. Пределы изменения максимальной эффективности комбинированных тепловых насосов составляют 0,25...0,48 в зависимости от применяемого рабочего вещества и температурного режима работы.

2. Построенная в соответствии с разработанной методикой температурная карта позволяет при минимизации исходных данных оценить эффективность работы теплового насоса в режимах выработки полезной теплоты, холода и в комбинированном режиме и обеспечить выбор системы с учётом условий работы.

3. Проведены натурные испытания на действующем объекте. На основе полученных данных проведен анализ работы машины в режиме выработки теплоты и комбинированном режиме. Результаты расчета эмпирических режимов подтверждают результаты построения температурной карты. При этом, наиболее высокая эффективность машины при работе в качестве теплового насоса достигается при стационарном режиме и высоких температурах конденсации и кипения.

4. Степень близости расчётных и опытных значений на температурной карте при учете поправочных коэффициентов по температуре в среднем составляет 80 -90%, что, возможно, объясняется неучтёнными особенностями схемы, работающей с регулированием производительности компрессора в режиме пуск-стоп, усреднением результатов замеров при малом значении производительности, техническим состоянием элементов системы.

Публикации по теме работы В международных изданиях, индексируемых в базе данных Scopus:

1.M M. Drozdov, L V Galimova, A Yu Kuzmin and A O Drozdova Evaluation of the possibility of using propane and hydrofluorolefin group refrigerants as an eco-friendly replacement for R134a in combined heat transformers // IOP Conference Series: Earth and Environmental Science. - 2021. - №723.

В изданиях из списка ВАК РФ:

1. Сравнительный анализ способов оценки энергетической эффективности судовых комбинированных тепловых трансформаторов /А. Ю.Кузьмин, В. Г.Букин, М. М.Дроздов, А. О.Дроздова // Вестник Астраханского государственного технического университета. Серия: Морская техника и технология. - 2019. - № 2. - С.64-70.

2.Дроздов, М. М. Построение и использование температурной карты для определения термодинамической эффективности судовых парокомпрессионных тепловых трансформаторов /М. М. Дроздов, Л. В. Галимова, А.Ю. Кузьмин //Вестник Астраханского государственного технического университета. Серия: Морская техника и технология. - 2021. - №3 - С 82-92.

Публикации в иных изданиях:

1. Кузьмин А. Ю., Дроздов М. М., Дроздова А. О. Сравнительный анализ использования комбинированных каскадных тепловых трансформаторов для комбинированной выработки теплоты и холода // Advancesin Scienceand Technology Сборник статей XI международной научно-практической конференции, Москва: «Научно-издательский центр «Актуальность.РФ», 2017. -384 с. ISBN 978-5-9500959-1-7

2. Дроздов, М. М. Оценка энергетической эффективности тепловых трансформаторов / М. М. Дроздов, А. О. Дроздова, А. Ю. Кузьмин // Идея, практика, перспективы: сборник научных трудов национальной (Всероссийской)

научно-технологической конференции / под ред. Е.Г. Гуровой, С.В. Макарова. -Новосибирск: Изд-во НГТУ, 2019. - 69 с.

3. Дроздова, А. О. Влияние регенеративного теплообменника на энергетическую эффективность работы теплотрансформатора в комбинированном режиме /А. О. Дроздова, М. М. Дроздов; 70-я Международная студенческая научно-техническая конференция, посвященная 90-летию АИРХ-АТИРПиХ-АГТУ.- Астрахань: Изд.-во АГТУ, 2020. - 1 электрон. опт. диск (CD-ROM).

4. Севостьянов, Д. А. Моделирование состояния нагнетания холодильных поршневых компрессоров без дополнительного охлаждения / Д. А.Севостьянов, М. М.Дроздов; 71-я Международная студенческая научно-техническая конференция. - Астрахань: Изд-во АГТУ,2021 - 1 электрон. опт. диск (CD-ROM).

Synopsis

Relevance of the topic

The need to develop technical solutions that contribute to the implementation and optimization of environmentally friendly energy-saving technologies, the search for optimal solutions for efficiency, reliability and service life are important problems of refrigeration technology. The use of heat pumps for the joint generation of heat and cold as part of energy-saving systems is currently one of the important problems in science and technology. The study of the results of the work carried out, existing schemes and projects showed that the use of combined heat pumps in various industries can be quite effective. Currently, it has been found that for energy-saving systems based on combined heat pumps of various designs, there are no modern tools that allow making decisions about their efficiency based on the use of computer technology. A comprehensive analysis of various designs of heat pumps, the development of graphic applications based on it to evaluate their efficiency, taking into account operating conditions, determined the relevance of the study.

Objective

Improving the method of evaluating the efficiency and selection of a heat pump, taking into account operating conditions.

Tasks of the work

1. Analysis of existing technical solutions for the creation of energy-saving systems based on combined heat pumps. Ability to evaluate and improve the performance of heat pumps based on graphical applications.

2. Development of a methodology and evaluation of the efficiency of heat pumps for the simultaneous production of heat and cold.

3. Development of graphical applications for evaluating the efficiency of combined heat pumps based on the results of a comprehensive analysis. Application of developed temperature maps for the analysis of real objects.

Scientific novelty of the work

1. A technique has been developed for building a temperature map, which makes it possible to evaluate the efficiency of a heat pump in the useful heat, cold generation modes and in a combined mode.

2. New thermodynamic relationships have been obtained for the implementation of layouts of plats for the joint production of heat and cold, taking into account specific operating conditions.

Theoretical and practical significance of the work

Graphical applications have been developed to determine the thermodynamic efficiency of the joint heat and cold generation with a wide range of modern refrigerants. Experimental data were obtained to confirm the developed methodology. The research results are offered for implementation in production.

Provisions offered for defense

1. A method for evaluating the efficiency of combined heat pumps, taking into account losses caused by changes in operating parameters.

2. Building a temperature map for the efficient use of heat pumps using modern refrigerants with low GWP.

3. Results of a numerical experiment to refine the degree of thermodynamic perfection of combined heat pumps, presented in the form of new functions.

4. Results of the application of temperature maps to the analysis of an industrial

plant.

Approbation of work

The main results of the work were presented at the International Scientific and Practical Conference "Ensuring Sustainable Development in the Context of Agriculture, Green Energy, Ecology and Earth Science" (ESDCA 2021); Scientific and technical conference with international participation "Global warming is a real challenge for the refrigeration industry. Prospects and consequences"; All-Ukrainian scientific and

technical online conference "Actual problems of energy and ecology"; Practical conference "Day of the fish processing enterprise process engineer" within the framework of the AquaProExpo exhibition; annual conferences of scientific and pedagogical workers of Astrakhan state technical university (2017-2021), All-Russian interdisciplinary scientific conferences "Science and Practice" (2019-2020).

Reliability of scientific achievements

The methods of energy and thermodynamic analysis were developed on the basis of authoritative scientific sources. When conducting an experiment on an industrial plant, verified measuring instruments were used.

Implementation of the work outcomes

The theoretical conclusions of the work were used in the educational process of the Dmitrov Fisheries Technological Institute (DRTI FGBOU VO "AGTU") in the training of bachelors in the field of "Refrigeration, Cryogenic Equipment and Life Support Systems"

Publications

16 scientific papers were published on the topic of the dissertation, including: 2 in peer-reviewed journals and publications recommended by the Higher Attestation Commission, 1 in the international Scopus database.

The structure and scope of the dissertation

The dissertation consists of three chapters, conclusion, list of abbreviations, list of references (101 titles), list of illustrations and two appendices. The work contains 103 pages of text, 82 illustrations, 5 tables and an appendix on 48 pages.

Content of the Work

Introduction. The introduction substantiates the relevance of the work, defines the purpose and objectives of the study, scientific novelty, theoretical and practical significance of the work, formulates the scientific provisions of the dissertation submitted for defense, provides information on the approbation of the work, the

reliability of scientific achievements, publications, the structure and volume of the dissertation.

Chapter 1. A review and analysis of scientific and technical literature on the creation of energy-saving systems based on combined heat pumps was carried out. During the analysis, directions for assessing the possibility and improving the operation of heat pumps based on graphic applications were identified, a number of the most wide spread designs of heat pumps and refrigerants with a low GWP were selected. As examples, applications are given in the form of technical data diagrams for the use of compressors of various companies, water pumps, a single-stage heat pump (Figure 1-3).

y<J 80 " 70 60 - I

M1 —>

m;

M3 y

4 l

30 - i

10 tOh=20"C

■30 -20 -10 0 10 20 30

to rc]

Figure 1 - An example of a graphical representation of compressors field of application

The application field is determined by the type of dependence of the condensation temperature on the boiling point of the refrigerant.

10 7,5 5 3 2 1 0,5 0,3 0,2 0r1 0,06 80 100 125 150 200 250 300 350

Power consumption, kW rpm

Figure 2 - An example of a nomogram for determining the characteristics and picking

up of a water pump

S O 5 10 IS to, *C

Figure 3 - The zone of available condensation temperatures during HPI operation in the

heat and cold supply mode

The diagram highlights the area of possible application of heat pumps, while not raising the question of their effectiveness.

Chapter 2. Provides a technique for complex analysis and calculation of energy and thermodynamic indicators of heat pump circuits for nine refrigerants is given. To clarify the results obtained, a number of graphical models of coefficients have been developed that take into account losses in the process of converting electrical energy into the thermal equivalent of work. To take into account the losses caused by the deviation from the adiabat during the compression process, a coefficient was developed based on the Bitzer database, that takes into account the deviation of the discharge entropy from the adiabat (dimensionless),

where S2 and S2a are the injection entropy of the real and adiabatic compression process, respectively.

On the basis of the methodology developed, the calculation and analysis of the change in the degree of thermodynamic perfection of the cycles of the selected designs in the combined mode of operation of the heat pump at various operating parameters was carried out. The calculation was made using Cool Pack and Danfoss Coolselector software. As a result, a data bank containing 1260 values was obtained when changing the parameters in the range tk=+30... 60oC and the range to =0... -35 0C for each type of

cycles and selected refrigerants. As an example, the results of calculating the circuit of a single-stage combined thermal transformer based employing R290 are given (Figure 4.5).

Figure 4 - Dependence of the degree of thermodynamic perfection of a combined heat pump on the boiling temperature at different condensing temperatures for the R290 refrigerant: blue - n<comb)tk =30 0C; orange - ne(comb)tk =40 0C; gray - ne(comb)tk=50 0C;

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Дроздов Михаил Михайлович, 2023 год

- ■

■ \ XV \\

, \ с?- 1

V4 -1. 5

\ \ \

-

■

1 1

1 \ \-3 ■

10 7.5 5 3 2 1 0.5 0.3 0.2 0.1 0.06 80 100 125 150 200 250 300 350

Потребляемая мощность. кВт об/мин

Рисунок 2 - Пример номограммы для определения характеристик и подбора

водяного насоса

Рисунок 3 - Зона доступных температур конденсации при работе ТНУ в режиме

тепло - и хладоснабжения

Также существуют графоаналитические модели, позволяющие оценить работу отдельных элементов холодильной машины [3, 33] (Рисунок 4). Для этого, в координатах зависимости тепловой нагрузки от температуры, строится

семейство линий, отображающих отдельное или взаимное изменение процессов, происходящих в тепловом трансформаторе или потребителе. Однако, по данной модели затруднительна обобщенная оценка работы теплового трансформатора ввиду большого количества данных, присущих конкретной установке.

Рисунок 4 - Графоаналитическая модель элементов теплового насоса

Кроме того, данная модель не позволяет произвести быструю качественную оценку энергетической эффективности теплового трансформатора.

Схожая диаграмма представлена в [24]. В отличие от рассмотренных выше, она имеет координаты «концентрация от температуры» и отображает область возможного существования одноступенчатых абсорбционных холодильных машин, что делает её по сути схожей с вариантом, представленным в [17] (Рисунок 5).

Рисунок 5 - Область существования теоретических циклов одноступенчатых

АБХМ

Из сказанного выше видно, что графическая интерпретация технических расчетов широко распространена и позволяет упростить принятие решения. Однако выявлено отсутствие графических средств оценки энергетической эффективности тепловых трансформаторов. Существующие характеристики изменения холодильного или отопительного коэффициента от температуры кипения имеют узкий диапазон применения, специализацию относительно конкретной машины. Кроме того, холодильный и отопительный коэффициенты не дают возможности термодинамической оценки работы тепловых трансформаторов.

Таким образом, целью работы является разработка графического инструмента, позволяющего производить оценку энергетической эффективности комбинированных тепловых насосов разных схем при различных режимных параметрах. За основу взята идея диаграммы в координатах «температура конденсации - температура кипения» с нанесенными на нее линиями, ограничивающими область применения и отражающими возможные области использования. На основе параметров, расположенных по осям данная диаграмма в дальнейшем называется температурной картой.

1.3 Схемы современных тепловых насосов как объектов применения

разрабатываемой технологии.

На основе [80, 55] для проведения исследования выбрано семь схем, используемых в промышленных тепловых насосах значительной производительности по одновременному производству теплоты и холода (Рисунки 6 - 9).

Рисунок 6 - Схемы одноступенчатых тепловых насосов: а - ТН без рекуперативного теплообменника; б - ТН с рекуперативным теплообменником; КМ - компрессор; КД - конденсатор; РТ - рекуперативный теплообменник; РВ -

регулирующий вентиль; И - испаритель

В источнике [80], сообщается о границах использования одноступенчатых холодильных машин при степени сжатия, не превышающей значение 9. В отличие от одноступенчатых, двухступенчатые тепловые насосы имеют ряд вариаций схемных решений, влияющих на рабочие характеристики цикла. Схемы с полным промежуточным охлаждением паров представлены на рисунке 7.

Рисунок 7 - Схемы двухступенчатого теплового насоса: а - с полным промежуточным охлаждением пара и двойным дросселированием; б - с полным промежуточным охлаждением пара и змеевиковым промежуточным

сосудом

Использование неполного промежуточного охлаждения паров возможно, как для одноступенчатых схем с ротационными компрессорами, так и для схем двухступенчатого сжатия.

а

Рисунок 8 - Схема теплового насоса: - с промежуточным охлаждением из openflash экономайзера; б - с промежуточным охлаждением пара в экономайзере

На рисунке 8 представлены варианты схемных решений одноступенчатого сжатия с неполным промежуточным охлаждением пара путем впрыска насыщенного пара в рабочую полость компрессора.

Рисунок 9 - Схема двухкаскадного теплового насоса

В каскадных тепловых насосах (Рисунок 9) используются различные хладагенты, что позволяет получить больший диапазон расчётных температур.

1.4 Выбор рабочих тел комбинированных тепловых насосов.

Свойства рабочего тела является важным параметром работы теплового насоса, во многом определяющим его эффективность. При выборе рабочего тела необходимо учитывать ряд экономических, энергетических и экологических составляющих.

В работе [8] освещается вопрос использования различных рабочих тел с учетом современного законодательства. Из материалов книги следует, что в настоящий момент мировое сообщество практически полностью отказалось от рабочих тел, имеющих коэффициент озоноразрушения (ODP), равный нулю, и стремится к снижению воздействия рабочих тел на прирост парниковых газов в атмосфере (GWP). Отмечен ряд тенденций развития холодильной техники, среди которых: применение рабочих тел с низким потенциалом глобального потепления, к которым относятся углеводороды, азот, аммиак и диоксид углерода.

В источнике [50] приводится подробный обзор применения и различные характеристики современных хладагентов. Приведены результаты исследований и опыт практического применения машин на различных хладагентах, полученных фирмой В^ег. В силу того, что, помимо прямого воздействия холодильной машины на окружающую среду, существует также косвенный вклад в экологические проблемы, компанией предложена методика оценки суммарного эквивалента воздействия на потепление. Среди факторов, влияющих на основной показатель, присутствует величина, оценивающая влияние потребляемой установкой электроэнергии. В источнике также приводится анализ возможности замены используемых хладагентов на альтернативные. Приведена сводная таблица результатов анализа с информацией об экологических показателях, пожарной опасности и возможных заменителях.

Для определения критериев выбора рабочего вещества проанализирован ряд источников, в которых сравниваются тепловые трансформаторы на различных холодильных агентах, и представлены критерии их выбора.

В [86] рассматриваются 4 хладагента в качестве рабочего тела комбинированной установки: R134a, Я22, Я404Л, Я407С. В работе рассматривают одноступенчатую машину с рекуперативным теплообменником и двумя форконденсаторами.

Автором работы [53] из анализа циклов тепловых насосов сделан вывод о наибольшей эффективности фреонов Я12, R142, R114, R318, R12B1, для тепловых насосов, работающих в диапазоне 0 - 80оС по одноступенчатой схеме.

Антиповым Ю. А. в [6] рассмотрены фреоны R134a, Я22, R142b, в качестве рабочих тел для тепловых насосов, работающих по одноступенчатой схеме.

В статье [36] рассматривается каскадная холодильная машина, работающая на МН3/СО2 при температуре кипения -45оС и температуре конденсации +35оС.

Автором работы [58] в качестве рабочего тела для экспериментальных тепловых насосов используется фреон Ю2. Тепловой насос работает по одноступенчатой схеме.

В источнике [52], применяется смесь R32/R134А в качестве рабочего тела холодильной машины.

Согласно [69], в связи с сокращением объемов и полным или частичным запретом различных хладагентов, встает вопрос о поиске новых рабочих веществ с высокой энергетической эффективностью, низкими показателями влияния на озоновый слой, а также, с низкой пожарной опасностью. Однако, объективно отмечено, что несмотря на наличие большого числа разработок в данной области, не ясно, когда они окажутся общедоступными и окажется ли их использование коммерчески оправданным. В качестве альтернативы, освещается вопрос использования известных природных хладагентов и хладагентов с низкими показателями влияния на озоновый слой.

В статьях [58, 22] сообщается о том, что компания ВапЮББ поддерживает отказ от ГФУ и в качестве выхода из сложившейся в мире ситуации видит постепенный запрет используемых хладагентов, возврат к использованию природных хладагентов (аммиак и диоксид углерода), а также применение углеводородов (пропан, изобутан) в качестве рабочих веществ. Аналитика компании Shecco, приведенная в той же статье, сообщает о росте популярности систем на СО2 по всему миру.

Материалы источника [87] сообщают об альтернативе применения существующей группе хладагентов ГФУ и ГХФУ, гидрофторолефины (ГФО). Возможность использования данных хладагентов аргументируется коротким сроком существования их в атмосфере.

В статье [26] проведен обзор применяемых, на сегодняшний день, холодильных агентов и их возможных заменителей. В качестве альтернативы ГФУ хладагентам предлагаются рабочие тела группы ГФО. Данные рабочие вещества, в отличие от большинства природных хладагентов, являются слабо горючими, однако при горении разлагаются на соединения опасные для жизни человека. ГФО смеси на основе Я32, Я134а, Я744, Я125 рассматриваются как альтернатива большинству среднетемпературных хладагентов на основе Я22.

Согласно материалам [82], после ужесточения мер по борьбе с эмиссией СО2, большая часть ГФУ хладагентов и оборудование на них подлежит запрету на использование и реализацию, что привело к активному спросу на хладагенты-заменители с более низким О'Р. Рассматривается три основных направления развития заменителей: натуральные хладагенты, заменители типа ГФО и смесевые хладагенты на базе ГФО. Отмечено, что не все смесевые хладагенты на данный момент допущены к производству и использованию в холодильных машинах. Описывается опыт применения машин с большой заправкой УГВ в качестве альтернативы ГФУ в отсутствии скопления людей. В завершении выделяются приоритеты, поставленные на последней конференции сторон Монреальского протокола.

Среди них можно выделить следующие пункты: быстрая и эффективная реализация требований Кигалийской поправки; завершение применения ГФХУ хладагентов; энергоэффективность низкотемпературных установок, при условии, что косвенные выбросы составляют 63% общих выбросов в холодильном секторе; сокращение утечек, регенерация хладагентов.

В [49] рассматриваются вопросы, связанные со вступившими в силу ограничениями на ввоз/вывоз ГФУ хладагентов и на территорию Европейского Экономического Союза на основании Кигалийской поправки к Монреальскому протоколу. Представлен список хладагентов, подлежащих регулированию. Отмечена строгость введения регулирования ГФУ хладагентов и оборудования, работающего на них. Представлена перспектива развития вероятных дальнейших мер по использованию ГФУ хладагентов, ориентируясь на опыт Европейских стран. Из описанной перспективы видно, что законодательные меры в области использования хладагентов с высоким О'Р с каждым годом будут ужесточаться. Также отмечается необходимость разделения на законодательном уровне хладагентов с высоким О'Р и с высоким ОЭР, поскольку их приравнивание приводит к большим убыткам отрасли.

Из представленного материала видна тенденция сокращения и полного отказа использования развитыми странами ГФУ и ГФХУ холодильных агентов.

Также видна тенденция возобновления интереса к натуральным холодильным агентам, в том числе и для комбинированных тепловых насосов.

Появление холодильных агентов группы ГФО, безусловно, является положительным шагом к предотвращению разрушения озонового слоя. Использование смесей ГФО/ГФУ, таких как Я513Л и Я450Л, в свою очередь, не может считаться промежуточным звеном в вопросах перехода к использованию натуральных хладагентов, поскольку О'Р таких хладагентов составляет около 600 [92]. Ввиду ужесточаемой политики регулирования оборота хладагентов, в скором времени, сделает данные хладагенты не актуальными. Однако, на производство и переоборудование холодильных машин при переходе на смеси будет затрачено достаточно много средств.

Немаловажным эксплуатационным критерием выбора холодильного агента для теплового трансформатора являются его пожароопасность и взрывоопасность. Альтернативные холодильные агенты, описанные в [69, 22], имеют высокую категорию взрывоопасности и пожароопасности, поскольку преимущественно являются легко воспламеняемыми веществами. В связи с этим, в решении вопроса о возможности массового применения, поставленного в [69], актуальность набирает разработка новых технических решений. Особый интерес, по данному критерию, вызывают некоторые природные хладагенты и рабочие тела группы ГФО, обладающие низкой горючестью. Сравнительное исследование, проведенное для хладагента R1234yf и R134a, представлено в [95]. Важным выводом, полученным в результате испытаний, является снижение эффективности работы машины при высоких температурах конденсации и низких температурах кипения на хладагенте R1234yf. В [94] представлено обширное исследование литературных источников по теме применения хладагентов группы ГФО в различных сферах использования зарубежных холодильных машин. В рассмотренных публикациях, хладагент рассматривается в качестве альтернативы применению R134a, при этом, другим аналогом сравнения наиболее часто выступает Я290. Мнения и результаты исследований относительно эффективности применения Я290 разнятся. Из общих выводов, на основе анализа

публикаций следует, что хладагент R1234yf пригоден для использования в малых системах, а также, для нового поколения тепловых насосов. Согласно выводам, R1234yf может возгораться только от открытого пламени, при этом характер горения и менее интенсивный, в сравнении с пропаном.

Статья [100] представляет опыт применения каскадной холодильной машины с парой хладагентов R1234yf/C02 для обеспечения потребностей компании Maurer (Германия). Согласно представленным данным, температура конденсации верхнего каскада относительно низкая (380С), при этом, на линии нагнетания, параллельно с основным конденсатором, установлен утилизационный теплообменник. Относительно низкая температура конденсации и высокая температура кипения, согласно материалам статьи, позволяют схеме работать с высокой энергетической эффективностью и экологичностью в докритическом цикле.

На основе анализа литературных источников определены обобщенные критерии выбора рабочих тел для комбинированных тепловых насосов:

• удельные энергетические показатели хладагента;

• объемная производительность компрессора и внутреннее давление контура при нормальной температуре;

• уровень GWP;

• взрывоопасность и пожароопасность;

• температурный режим эксплуатации машины;

• потенциальная актуальность в промышленности.

Основываясь на списках хладагентов [69, 50, 42], а также частоте встречаемости их в научной и технической литературе, сделан вывод о том, что большинство хладагентов, представленных в [69], либо не используются, либо имеют специфическую область применения и не получают широкого распространения.

Наиболее полный список возможных к использованию хладагентов представлен в программе Cool Pack. Однако, данная программа не включает в себя хладагенты группы ГФО и ГФХО. Для определения параметров циклов ГФО

хладагентов используется программа Danfoss Coolselector. Среди представленных хладагентов из списка выбраны рабочие вещества, в настоящий момент разрешенные к эксплуатации действующим законодательством.

В таблице 1 приведены характеристики разрешенных к использованию рабочих тел.

Таблица 1 - Характеристики рабочих веществ

Хладагент не запрещенный Категория опасности Давление GWP

R1150 A3 Высокое 3

R1270 А3 Среднее 3

R134a А1 Среднее 1430

R14 A1 Высокое 5700

R152a A2 Среднее 120

R170 A3 Высокое 3

R23 A1 Высокое 12000

R290 A3 Среднее 3

R404A A1 Среднее 3780

R407A A1 Среднее 1990

R407B A1 Среднее 2700

R407C A1 Среднее 1650

R410A A1 Среднее 1980

R410B A1 Среднее 2120

R50 A3 Среднее 23

R507 A1 Среднее 3850

R508A A1 Высокое 11940

R600 A3 Низкое 3

R600a A3 Низкое 3

R717 B2 Среднее 0

R744 A1 Высокое 1

R1234yf A2 Среднее 4

R1234ze(E) A2 Среднее 7

Категории опасности и показатели активности хладагента в окружающей среде выбраны на основе данных из [29]. Уровень давления определен, исходя из нормального давления кипения хладагента и рабочих температур его подкритической области.

Из представленных в таблице 1 хладагентов, согласно дополнительным поправкам, на сегодняшний день в ЕС могут применяться лишь хладагенты с низким уровнем О'Р [99]. Однако остается много установок на хладагентах с относительно высоким уровнем О'Р, модернизация которых поможет существенно повысить их эффективность и сократить потенциальное количество применяемых установок.

Ориентируясь на тенденции современной экологической политики, рассмотрение хладагентов со значение О'Р выше 1430 не является целесообразным.

На основе результатов проведённого анализа для дальнейшего использования при анализе схем с учётом их характеристик и предполагаемых условий работы выбраны следующие хладагенты среднего давления: Я717, Ю34а, Я290, Я1270, Ю52а, К1234у£; К12347е(Б); хладагенты высокого давления: Я744, Я170.

1.5 Методы оценки эффективности тепловых насосов. Сравнение

существующих методов

Оценка эффективности тепловых наосов ведётся на основе комплексного анализа, решающего следующие основные задачи:

• выделение составных частей технической системы для выяснения их наиболее существенных и главных характеристик;

• систематизация анализируемых элементов на основе изучения их взаимосвязи, взаимодействия, взаимозависимости с целью построения модели изучаемого объекта, определения его главных компонент, функций, раскрытия логико-методической схемы анализа, которая соответствует внутренним связям изучаемых факторов;

• обобщение результатов анализа из всего множества изучаемых факторов с выделением главных и решающих, от которых зависят результаты работы системы.

Для оценки эффективности тепловых трансформаторов существует ряд методов, среди которых можно выделить следующие.

Энергетический метод

Известно, что в энергетических показателях не учтены следствия второго закона термодинамики - возрастание энтропии в изолированной системе, что отмечается как один из недостатков метода, выделенных Д. П. Гохштейном [30]. То, что энергетический метод не может использоваться для оценки эффективности отдельных процессов реальных систем подтверждается М. С. Талызиным [73].

Термодинамические методы анализа

Согласно работе Д. П. Гохштейна [30] в основе метода лежит сравнение отклонения реального процесса от идеального. Д. П. Гохштейном выделяется две разновидности данного метода: эксергетический (основанный на анализе потоков эксергии) и энтропийный (вычисляющий потери эксергии).

Наиболее полно основные положения эксергетического метода представлены В. М. Бродянским [9]. Основные положения метода, а также примеры его практического применения, представлены Л. В. Галимовой и Р. Ю. Гавловичем [25]. Анализ низкотемпературных систем на основе эксергетического метода приведен в зарубежных публикациях [97, 89, 101], в том числе в [77] отражен эксерго-экономический метод. В качестве показателя эффективности работы теплового трансформатора, в эксергетическом методе, выступает эксергетический КПД. В ряде работ [44, 86], применена методика оценки эксергии потока, определённой с использованием эксергетической температурной функции [9, 25]. Однако, использование эксергетического метода для анализа низкотемпературных систем не всегда оправдано. В статье [7] А. М. Архаров проводит наглядную демонстрацию нелогичности применения эксергетической методологии при анализе низкотемпературных процессов. На основе проведенной

демонстрации, сделан вывод о том, что эксергетический метод не корректен при анализе низкотемпературных систем, работающих за счет затраты электричества и чаще всего, усложняет процесс анализа. Из выводов А. М. Архарова также следует, что применение эксергетического метода возможно при анализе теплоиспользующих низкотемпературных машин.

Энтропийный метод анализа используется в качестве аналогии эксергетическому. Наиболее полно основные положения метода представлены в работах Д. П. Гохштейна. М. С. Талызиным отмечается, что на сегодняшний день, энтропийный метод был доработан в МГТУ им. Баумана. Доработанный метод получил название «энтропийно-статистический» [7]. Другая разновидность энтропийного метода - энтропийно-цикловой метод, применяется Л. И. Морозюк [46, 47] в соавторстве, для оценки степени термодинамического совершенства как высокотемпературных, так и низкотемпературных систем тепловых трансформаторов.

Принимая во внимание аргументацию, представленную в работах А. М. Архарова, Д. П. Гохштейна, М. С. Талызина, а также результаты предварительных расчетов, автором принимается энтропийный метод.

ГЛАВА 2. Разработка методики и оценка эффективности парокомпрессионных комбинированных тепловых насосов

2.1 Уточнение методики оценки эффективности тепловых насосов для одновременного получения теплоты и холода

При разработке методики приняты уточнения, связанные с учётом потерь от необратимости действительных процессов с использованием их наиболее существенных характеристик. Для проведения исследования использованы зависимости изменения индикаторного, механического, КПД, КПД привода и двигателя, полученные на основе теоретических и эмпирических данных представленных в литературных источниках.

Учёт изменения энергетических коэффициентов

Поскольку в большинстве парокомпрессионных тепловых насосов в качестве подводимой эксергии выступает электрическая энергия, необходимо учитывать потери в процессе перехода электрической энергии в другие виды.

Согласно [4, 80, 43], энергетические потери в компрессоре учитывает индикаторный коэффициент полезного действия (пО. В трудах [80] и [43] представлен упрощенный метод определения п по полуэмпирической формуле И.И. Левина.

Потери, образующиеся в механизмах компрессора, учитываются с помощью механического коэффициента полезного действия (пмех). Согласно [4], Пмех может быть представлен в виде линейной убывающей функции с повышением степени повышения давлений, и в диапазоне последней 2,5...12, варьируется для современных компрессоров от 0,9 до 0,85. Согласно [55] пмех изменяется от 0,97 до 0,84. В [83] приведен аналогичный предыдущему диапазон значений Пмех.

Потери привода компрессора предлагается оценивать с помощью коэффициента полезного действия привода компрессора (Ппр). В [4] приведены значения Ппр в диапазоне 0,96.0,98. В [85] Ппр варьируется в диапазоне 0,96.0,99. [55] сообщают о значениях Ппр 0,94.0,98. Значения Ппр в [101]

изменяется в пределах 0,9...0.97, с аналогичными показателями для электрического коэффициента полезного действия (пэ).

В [4] приводится функциональная зависимость п от степени повышения давления. Работа [55] приводит значения 0,94.0,85 в зависимости от мощности и конструкции двигателя, однако четкая градация не приводится.

Как видно из сказанного выше, значения большинства коэффициентов, учитывающих энергетические потери при преобразовании электрической энергии в компрессоре, имеют близкий диапазон. Для применения данной методики, основную трудность представляют вычисление значения индикаторного КПД (пО-Согласно [4], п может быть представлен в виде зависимости от степени повышения давления в компрессоре. В [74] приводится графические зависимости, полученные ВНИИхолодмаш по результатам испытаний разных типов компрессоров.

В качестве сравнения рассмотрено определение п по формуле Левина.

В данной зависимости учитывается температура кипения, эмпирический коэффициент, принимаемый в зависимости от типа компрессора, а также «невидимые потери» в компрессоре. В качестве примера вычисления взяты данные для циклов на хладагенте Я717, при 1:к=30°С, 40°С с различными значениями 1:0. Методика расчета п представлена в [43]. Степень сжатия в каждом цикле заранее известна. Результаты расчета представлены в виде графика на рисунке 10.

с 0,85 0,84 1' 0,83 °'82 0П1(40) 0,81 08 ИФ(ЗО) 0,79 0,78 5 Рк/Ро

3 1 0 15 20 2

Рисунок 10 - Зависимость индикаторного КПД от степени сжатия по формуле

Левина

Анализ полученных результатов показал, что тенденция изменения характеристик не соответствует тенденциям, представленным в литературе. Исходя из полученных данных, использование формулы Левина для вычисления П не целесообразно, поскольку результаты расчета противоречат эмпирическим [74, 17].

Ввиду того, что п в большей степени зависит от конструкции компрессора и его режима работы, для построения характеристик пь применяется графическое копирование характеристик, приведенных в [74].

На основе полученных данных, построен ряд характеристик изменения п от степени сжатия в поршневом компрессоре и определены их функциональные зависимости на разных участках. Ввиду сложного характера изменения Пъ для приемлемого воспроизведения, характеристика разделена на две отдельные функции. Построение полученных характеристик для поршневых компрессоров представлено на рисунке 11.

• К717

♦ К22 АШ34а

0,2

О 5 10 15 20

Рк/Ро

Рисунок 11 - Результаты расчета индикаторного КПД на основе полученных

зависимостей

Поскольку одноступенчатые схемы с неполным промежуточным охлаждением пара преимущественно осуществляются в винтовых компрессорах ввиду конструктивных особенностей последних, для них также необходим учет Пь Т.к. винтовые компрессоры имеют меньшее значение Пъ чем поршневые, для

л • • * - 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3

♦ А А А ♦ • А ♦ • А •

А ♦ • * ♦ Т * ♦ •

4

ж А

определения п винтового компрессора на других хладагентах вычислена зависимость отклонения п поршневого компрессора от винтового.

Для оценки изменения Ппр от степени сжатия в компрессоре использованы приведенные выше диапазоны, а также данные из [74]. Оценка пэ произведена на основе [39]. Результаты, полученные для КПД поршневых и винтовых компрессоров, представлены на рисунке 12.

П'

1,2

0,6

0.Í

0,2

У/ *

V / >

\\ ч

Поршневые R717

t— R134a, 1270, 1234yf, 1214ze, 290,152а, R50, R17Q, R1150 k—R744

Винтовые

R717

t— Я 134а, 1270, 1234/f, 1234ze, 2 90,152а, R5Q R170, RUSO 4—R744

■ Механический КПД -КПД привода - К ПД Дви га т ел п

10

15

20

Рисунок 12 - Характер изменения энергетических коэффициентов от степени

сжатия

На основе представленного процентного соотношения, получены характеристики индикаторного КПД для винтовых компрессоров по характеристикам поршневых компрессоров.

Для оставшихся типов энергетических КПД (пь пэ, Ппр и пмех) согласно данным литературных источников, характерна тенденция изменения, близкая к линейной, поэтому, для описании их изменения использована линейная зависимость.

Учет отклонения от адиабатического процесса сжатия

В работах [44, 73] для учета отклонения процесса сжатия от адиабаты использует адиабатический коэффициент полезного действия. Степень данного отклонения представлена в работе [85] в качестве коэффициента, соотносящего температуре нагнетания реального и адиабатического процессов.

Для теоретического определения параметров нагнетания с использование приведенных выше величин требуется получить действительного значения коэффициента или действительная температура нагнетания. В [45] при расчете используется температура нагнетания, принятая согласно программе подбора Bitzer Software [90]. Для определения действительного значения энтропии нагнетания в настоящей работе используется коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты,

AS = ^^ , (2)

где Б2 и Б2а - энтропия нагнетания действительного и адиабатического процесса сжатия, соответственно, кДж/кг*К.

Для получения более точного результата при определении усредненной характеристики использовались данные четырех компрессоров различной производительности. Результат сопоставления коэффициентов изменения энтропии поршневого компрессора средней и высокой объемной производительности при различных температурах конденсации, с результатами расчета по усредненной характеристике представлены на рисунке 13.

Рисунок 13 - Сопоставление изменения энтропии нагнетания поршневых компрессоров с расчетными результатами

Результаты расчета состояния нагнетания, на основе усредненной характеристики, сопоставлены с данными программы Bitzer Software. Поскольку с изменением температуры конденсации, величина энтропии изменяется в узких пределах, для определения энтропии нагнетания возможно использование усредненного коэффициента отклонения энтропии для конкретной конструкции компрессора. Характеристика для усредненных показателей компрессоров различных моделей позволяет определять энтропию нагнетания с точностью ±2%. При изменении величины перегрева на всасывании расхождение показателей энтропии, относительно расчетной, изменяется незначительно (Рисунок 14) и зависит от особенностей используемого компрессора.

1-94 5г(кДж/кг) 1,92

Л-

\ — _ -Л.

- #

U°C) ....... ш.....•

1,9 1,88 1,86 1,84 1,82 1,8 1,78

• As R134a (Расчет) Мвс = 10К

■ üs R134a (Расчет) ütec = 20К

A As R134a (Расчет) Мвс =

зок

• 4GE-30YAtBC = 10K

■ 4GE-30YütBC = 20К A 4GE-30YütBC = ЗОК

-30

-20

-10

10

20

Рисунок 14 - Сопоставление изменения энтропии нагнетания поршневых компрессоров с расчетными результатами при различных значениях перегрева на

всасывании

В результате аналогичного расчета получены усредненные характеристики изменения ДБ для поршневых и винтовых компрессоров, работающих на различных хладагентах с точностью ±5%

2.2 Разработка методики оценки эффективности различных схем комбинированного теплового насоса с учётом рассмотренных особенностей

Одноступенчатые тепловые насосы

Циклы выбранных схем одноступенчатых тепловых насосов представлены на рисунке 15. Процессы, представленные на рисунке, могут быть оценены с

помощью энтропийного метода. Поскольку передача теплоты к потребителю от теплообменного аппарата происходите через теплоноситель (воздух, жидкость), в методике учитываются тепловые потери при переходе теплоты к промежуточному теплоносителю. Методика, описывающая процессы, протекающие в цикле, представлена ниже.

Рисунок 15 - Циклы одноступенчатых тепловых насосов: а - ТН без рекуперативного теплообменника; б - ТН с рекуперативным теплообменником.

Для проведения расчетов, необходимы следующие исходные данные: ро -тепловая нагрузка на приборы охлаждения (кВт) для холодильных машин или Рк - тепловая нагрузка, отводимая конденсатором (кВт), для тепловых насосов; тип передатчика и приемника теплоты, тип источников теплоты, тип холодильного агента теплового насоса, удельные параметры цикла теплового насоса в реперных точках, параметры окружающей среды. В описанных далее расчетах, используются обозначения параметров характерных точек, согласно рисунку 15.

Для расчета термодинамической эффективности по выбранному методу, требуется произвести расчет общих показателей цикла.

Удельная холодопроизводительность цикла, кДж/кг,

Массовый расход холодильного агента в компрессоре, кг/с:

Энтропийный метод базируется на определении тепловых потерь в элементах контура теплового трансформатора, на основе чего определяется суммарная подведенная работа. Построение описания процессов ведется на основе материалов [30, 73].

Термодинамические потери в процессе сжатия пара холодильного агента в компрессоре, кВт,

где Ъ> - температура окружающей среды, К;

51 - энтропия начала сжатия в компрессоре, кДж/кг-К;

52 =S2a*ДS+S2a - энтропия конца сжатия в компрессоре, кДж/кг-К;

ДS - коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты.

Коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты определяется по функциональной зависимости, представленной в разделе 2.1 для различных хладагентов.

Изменение эксергии в процессе конденсации, кВт,

где Sз - энтропия конца конденсации, кДж/кг-К;

Термодинамические потери в процессе передачи теплоты промежуточному теплоносителю, кВт,

(5)

(6)

где Т^ - температура входа теплоносителя, К,

Т№2 - температура выхода теплоносителя, К,

ср - теплоемкость теплоносителя, кДж/кг-К, Тwср - средняя температура теплоносителя, К, 01 - массовый расход теплоносителя, кг/с.

Термодинамические потери в процессе передачи теплоты от теплоносителя к газообразному или жидкому потребителю высокой температуры, кВт,

где Ту1 - температура входа газа, К, Ту2 - температура выхода газа, К, ср - теплоемкость газа, кДж/кг-К, Туср - средняя температура газа, К, 01 - массовый расход газа, кг/с.

Термодинамические потери в процессе переохлаждения хладагента в конденсаторе и трубопроводах, кВт,

где Sз - энтропия начала переохлаждения, кДж/кг-К, S4 - энтропия конце переохлаждения, кДж/кг-К.

Изменение эксергии в процессе кипения для воздухоохладителя, кВт,

где Трп - темпера низкотемпературного источника теплоты, К.

Термодинамические потери от необратимости теплообмена с рабочим телом в камере, кВт,

Термодинамические потери в испарителе с промежуточным теплоносителем, кВт,

где - среднелогарифмическая разность температур

теплоносителя, К.

Термодинамические потери от необратимости теплообмена с рабочим телом в испарителе, кВт,

где Т5 - температура точки пять, К.

Термодинамические потери от необратимости теплообмена с промежуточным теплоносителем в камере, кВт,

Термодинамические потери в процессе расширения, кВт,

где 84 - энтропия начала расширения, кДж/кг-К,

Б5 - энтропия конца расширения, кДж/кг-К.

В рекуперативном теплообменнике происходит два параллельных процесса с потерями в окружающую среду.

Потери теплоты, подводимой в пар холодильного агента в РТ, кВт,

где Бб - энтропия конца кипения холодильного агента, кДж/кг-К.

Потери теплоты, отводимой от жидкого холодильного агента в РТ, кВт,

П:._=0,а{- (17)

где Б3 - энтропия конца конденсации, кДж/кг-К.

Работа, которую необходимо подвести в компрессоре, определяется как частное суммы потерь теплоты в элементах и полезной работы, отнесенное к произведению энергетических коэффициентов, кВт,

= . (18)

где: п - индикаторный КПД; пм - механический КПД; Пдв - КПД двигателя.

Все коэффициенты, используемые в знаменателе выражения 18, представлены в разделе 2.1, как функция от п. В случае применения компрессоров открытого типа в произведении знаменателя добавляется КПД привода компрессора (Ппр), значения которого принимаются согласно функции в разделе 2.1.

Термодинамическая эффективность работы теплового трансформатора определяется как отношение полезной работы к суммарной затраченной работе. Для холодильных машин выражение определения степени термодинамического совершенства имеет вид,

Для тепловых насосов выражение для определения степени термодинамического совершенства представлено выражением:

(20)

Для комбинированных тепловых насосов выражение определения степени термодинамического совершенства имеет вид:

= !£±!м<1

■е Г..

Двухступенчатые тепловые насосы

Схемы двухступенчатых тепловых насосов приняты на основе материалов, представленных в [80] (Рисунок 16-19). При разработке методики исследования учтены все особенности схемных решений, влияющих на рабочие характеристики насоса, и процессов, протекающих в их элементах. В особую группу выделяются схемы тепловых насосов с орепйаБИ экономайзером и экономайзером, обеспечивающим промежуточное охлаждение пара при одноступенчатом сжатии.

Рисунок 16 - Цикл двухступенчатого теплового насоса с полным промежуточным охлаждением пара и двойным дросселированием

Промежуточное давление, бар,

(22)

В соответствии с циклом по известной методике определены:

Удельная массовая холодопроизводительность цикла, кДж/кг,

Чо — 19

(23)

Массовая производительность компрессора низкой ступени, кг/с,

Тепловая нагрузка от охлаждения пара компрессора низкой ступени в промежуточном сосуде, кВт,

0.::, = ^ " - (25)

кг/с,

Массовый расход хладагента на охлаждение пара в промежуточном сосуде,

Массовая производительность компрессора верхней ступени, кг/с,

= >■! - ~ ^ " -Ч ■ (27)

где: Хб' - степень сухости пара хладагента после дросселирования жидкости до промежуточного давления после конденсации, кг/кг,

Термодинамические потери в процессе сжатия нижней ступени, кВт,

где - энтропия всасывания компрессора низкой ступени, кДж/кг-К,

32 =82а*АЗ+82а - энтропия конца сжатия низкой ступени, кДж/кг-К,

Дб - коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты.

Коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты определяется по функциональной зависимости, представленной в разделе 2.1 для различных хладагентов.

Термодинамические потери в процессе сжатия высокой ступени, кВт,

где Б3' - энтропия всасывания компрессора высокой ступени, кДж/кг-К.

Б4 =84а*ДЗ+84а - энтропия конца сжатия высокой ступени, кДж/кг-К,

Дб - коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты.

Коэффициент отклонения энтропии нагнетания от адиабаты определяется по функциональной зависимости, представленной в разделе 2.1 для различных хладагентов.

Термодинамические потери в процессе кипения хладагента в промежуточном сосуде, кВт,

где Б3 - энтропия насыщенного пара при промежуточном давлении, кДж/кг-К;

Б7 - энтропия насыщенной жидкости при промежуточном давлении, кДж/кг-К.

Термодинамические потери в процессе перегрева пара хладагента в трубопроводе и промсосуде перед сжатием в компрессоре верхней ступени, кВт:

где Б3' - энтропия всасывания компрессора высокой ступени, кДж/кг-К;

Эксергия процесса конденсации хладагента в конденсаторе, кВт,

где: Б5 - энтропия насыщения жидкости при давлении конденсации, кДж/кг-К.

Величина термодинамических потерь при передаче теплоты в конденсаторе оценивается по формулам 7, 8, с поправкой на нумерацию точек цикла.

Термодинамические потери процесса переохлаждения потока жидкости после конденсации, кВт,

где Б6 - энтропия переохлажденной жидкости при давлении конденсации, кДж/кг-К.

Термодинамические потери в процессе промежуточного давления до давления кипения, кВт,

П7-3 = Сн - (Та * (53

дросселирования от

(34)

где Б8 - энтропия парожидкостной смеси в конце дросселирования при давлении кипения, кДж/кг-К.

Термодинамические потери в процессе дросселирования от давления конденсации до промежуточного давления, кВт,

где Б6' - энтропия окончания дросселирования до промежуточного давления, кДж/кг-К.

Эксергия процесса кипения для испарителя с промежуточным теплоносителем определяется по формуле 12, с поправкой на нумерацию точек цикла. Для определения эксергии процесса кипения в воздухоохладителе используется формула 10, с поправкой на нумерацию точек.

Величина термодинамических потерь для испарителя оценивается по формулам 11, 13, 14 с поправкой на нумерацию точек цикла.

Термодинамические потери процесса перегрева перед сжатием в компрессоре нижней ступени, кВт,

где Б9 - энтропия насыщенного пара при давлении кипения, кДж/кг-К.

Общая работа, подведенная в цикле, кВт,

(37)

Степень термодинамического совершенства холодильной машины, теплового насоса и комбинированного теплового насоса, определяется по формулам 19, 20, 21 соответственно.

|дрА

и

Рисунок 17 - Цикл двухступенчатого теплового насоса с полным промежуточным охлаждением пара и змеевиковым промежуточным сосудом

Массовый расход хладагента на охлаждение пара в промежуточном сосуде,

кг/с,

Тепловая нагрузка от переохлаждаемой жидкости в змеевике промежуточного сосуда, кВт,

Удельная скрытая теплота жидкого холодильного агента при промежуточном давлении, кДж/кг,

Массовый расход пара холодильного агента, образующегося в результате тепловой нагрузки от змеевика, кг/с,

= (41)

Количество пара, образующееся в результате процессов в змеевиковом промежуточном сосуде, кг/с,

"г: = - С:,.. - - С,..) - .V-. (42)

где: х7 - степень сухости пара хладагента после дросселирования жидкости до промежуточного давления после конденсации, кг/кг;

Массовая производительность компрессора верхней ступени, кг/с:

Термодинамические потери процесса переохлаждения потока жидкости в змеевике промежуточного сосуда, кВт.

где S8 - энтропия состояния конца процесса переохлаждения жидкого хладагента в змеевике промежуточного сосуда, кДж/кг-К.

Термодинамические потери в процессе дросселирования от давления конденсации до давления кипения, кВт,

где S9 - энтропия состояния конца процесса дросселирования до давления кипения, кДж/кг-К.

Степень термодинамического совершенства комбинированного теплового насоса, определяется по формулам 19, 20, 21 соответственно.

1дрА

6 РкЛК)

Рисунок 18 - Цикл теплового насоса с промежуточным охлаждением из

экономайзера-ресивера

С учётом неполного промежуточного охлаждения пара, определение массовой производительности высокой ступени, а также определение потерь при смешении пара в промежуточном объеме имеет ряд особенностей.

Массовая производительность компрессора верхней ступени, кг/с:

Энтальпия результата смешения потоков пара перед всасыванием в компрессор, кДж/кг:

где 12 - энтальпия начала охлаждения пара при промежуточном давлении, кДж/кг;

Термодинамические потери в процессе смешения, кВт:

(48)

|дрА

8 6

Т / / /5 \ Ршрт) \ -/

7 11 I, Ро(1в) з 7 10 /

5

1

ь

Рисунок 19 - Цикл теплового насоса с промежуточным охлаждением пара в

экономайзере

Определение состояния смешения пара при промежуточном давлении и термодинамические потери при смешении определяются выражениями 47, 48, соответственно.

Каскадные тепловые насосы

В каскадных тепловых насосах используются различные хладагенты, что позволяет получить больший диапазон используемых температур. В отличие от двухступенчатых тепловых насосов, определение давлений кипения верхнего каскада и конденсации нижнего осуществляется путем подбора.

При определении давлений в конденсаторе - испарителе в источниках [79] принимается равное отношение давлений конденсации и кипения в двух каскадах.

Цикл двухкаскадного теплового насоса представлен на рисунке 20.

Рисунок 20 - Цикл двухкаскадного теплового насоса

Массовый расход хладагента нижнего каскада, кг/с,

(49)

Термодинамические потери процесса сжатия для нижнего каскада, кВт, Эксергия процесса конденсации для нижнего каскада, кВт, Термодинамические потери процесса переохлаждения для нижнего каскада,

кВт,

п™, = сн * (Та - ЗД),

(52)

Термодинамические потери процесса дросселирования для нижнего каскада, кВт,

Изменение эксергии процесса кипения в испарителе, кВт: Термодинамические потери процесса переохлаждения для нижнего каскада,

кВт,

Массовый расход хладагента верхнего каскада, кг/с,

Термодинамические потери процесса сжатия для верхнего каскада, кВт, Эксергия процесса конденсации для верхнего каскада, кВт, Термодинамические потери процесса переохлаждения для верхнего каскада,

кВт,

Термодинамические потери процесса дросселирования для верхнего каскада

кВт,

Эксергия процесса кипения для верхнего каскада, кВт, Термодинамические потери процесса переохлаждения для верхнего каскада,

кВт,

= •:5:-5,У1. (62)

Термодинамические потери в конденсаторе-испарителе кВт, Общая работа, подведенная в цикле, кВт,

(64)

2.3 Выбор исходных данных для анализа. Блок-схема расчета.

Методика анализа основана на результатах расчетов циклов тепловых насосов. Блок-схема анализа циклов тепловых насосов, соответствующая содержанию комплексного анализа, представлена на рисунке 21

Рисунок 21 - Блок-схема анализа циклов тепловых насоса

Для учёта изменения параметров состояния на основе представленной выше методики определяется энтропия нагнетания и энергетические коэффициенты и в выбранном интервале изменения строится цикл с параметрами нового состояния нагнетания. Результаты вычисления параметров состояния в точках сводятся в таблицу (Приложение А)

По данным таблицы производится вычисление термодинамических потерь в процессах работы теплового насоса, а также величина полезной и подведенной эксергии.

По результатам расчета с использованием программы Microsoft Excel c достаточно степенью точности строятся графики зависимости изменения степени термодинамического совершенства комбинированного теплового насоса от основных режимных показателей.

Характеристики, полученные для выбранных хладагентов на различных схемах, сравниваются в общем координатном поле, определяются общие тенденции изменения для различных хладагентов и схемных решений.

На основе результатов анализа строится графическая область режимных параметров, на которой отображаются области возможного применения схемы на определенном хладагенте.

Для учета возможных отклонений, вызванных различными факторами, предлагается расчет поправочных коэффициентов.

2.4 Расчёт и анализ различных схем комбинированных тепловых насосов на основе разработанной методики