Обоснование использования парокомпрессионного теплового насоса в различных климатических условиях тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.03, кандидат наук Рачковский Никита Олегович

• Рачковский Никита Олегович
• кандидат наук
• 2021

Оглавление диссертации кандидат наук Рачковский Никита Олегович

Реферат

Synopsis

Введение

ГЛАВА 1. Оценка потенциала использования систем жизнеобеспечения на основе парокомпрессионных тепловых насосов

1.1 Обзор потребления энергетических ресурсов

1.2 Климатические условия в Российской Федерации

1.3 Параметры микроклимата в обслуживаемых объектах

1.4 Параметры теплоносителя

1.5 Принципиальные схемы тепловых насосов по источнику теплоты

1.5.1 Тепловой насос, использующий земные воды

1.5.2 Тепловой насос, использующий воздух

1.5.3 Тепловой насос, использующий грунт

1.5.4 Тепловой насос, использующий солнечную радиацию

1.6 Исследование рынка тепловых насосов

1.7 Методики определения эффективности систем теплоснабжения

1.8 Государственная поддержка применения тепловых насосов

1.9 Выводы по ГЛАВЕ

ГЛАВА 2. Анализ потенциала возобновляемых источников энергии

2.1 Методика выбора источника низкопотенциальной теплоты в различных климатических условиях

2.2 Параметры земных воды

2.3 Параметры грунт

2.3.1 Параметры грунта в субарктическом климатическом поясе

2.3.2 Параметры грунта в области умеренного континентального климата

2.3.3 Параметры грунта в области резко континентального климата

2.3.4 Параметры грунта в области муссонного климата

2.4 Солнечная радиация

2.5 Выводы по ГЛАВЕ

ГЛАВА 3. Комплексная методика расчёта системы теплоснабжения

3.1 Экспериментальное исследование парокомпрессионного теплового насоса

3.1.1 Цель экспериментального исследования

3.1.2 Описание экспериментального стенда

3.1.3 Методика проведения экспериментального исследования

3.1.4 Обработка данных и результаты экспериментального исследования

3.2 Математическая модель парокомпрессионного теплового насоса

3.3 Методика выбора схемного решения системы теплоснабжения

3.4 Выводы по ГЛАВЕ

ГЛАВА 4. Технико-экономический анализ систем теплоснабжения

4.1 Результаты расчёта для субарктического климатического пояса

4.2 Результаты расчёта для области умеренного континентального климата

4.3 Результаты расчёта для области континентального климата

4.4 Результаты расчёта для области резко континентального климата

4.5 Результаты расчёта для области муссонного климата

4.6 Выводы по ГЛАВЕ

Заключение

Список сокращений и условных обозначений

Список литературы

Список иллюстративного материала

Приложение А

Приложение Б

Приложение В

Тексты публикаций

Реферат

Общая характеристика диссертации

Актуальность темы

В последние десятилетия наблюдается неуклонный рост потребления энергетических ресурсов, производство которых в большей степени основано на сжигании ископаемых ресурсов: газ, нефть, уголь, сланец. Указанные ресурсы являются истощаемыми.

Для снижения потребления ископаемых ресурсов и снижения выбросов углекислого газа в атмосферу хорошей альтернативой является применение тепловых насосов в целях теплоснабжения.

Поскольку тепловые насосы обладают достаточно высокой стоимостью, как самого оборудования, так и его установка, за исключением воздушного теплового насоса зачастую происходит отказ от данного вида теплопроизводящих установок, что является неверным решением.

Многие учёные в разных странах мира изучают возможность полномасштабного использования тепловых насосов, однако сложным вопросом является определение наиболее качественного с точки зрения теплового потенциала и стабильности источника низкопотенциальной теплоты

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Обоснование использования парокомпрессионного теплового насоса в различных климатических условиях»

Цель работы

Целью диссертационной работы является обоснование эффективного использования системы теплоснабжения на основе парокомпрессионного теплового насоса в климатических условиях Российской Федерации при различный источниках низкопотенциальной теплоты.

Задачи работы

Для достижения данной цели в рамках диссертации были поставлены и решены следующие задачи:

1. Выполнить анализ существующих принципиальных схем парокомпрессионных тепловых насосов (по используемому источнику низкопотенциальной теплоты).

2. Выполнить анализ источников теплоты, пригодных к использованию в качестве источников низкопотенциальной теплоты в климатических условиях Российской Федерации.

3. Провести имитационное моделирование системы теплоснабжения на стенде «Парокомпрессионный тепловой насос».

4. Разработать методику обоснования выбора источника низкопотенциальной теплоты для парокомпресионного теплового насоса в климатических условиях Российской Федерации.

5. Разработать математическую модель парокомпрессионного теплового насоса, учитывающую динамически изменяющиеся параметры источника низкопотенциальной теплоты.

Научная новизна работы

1. Методика обоснования выбора схемного решения системы теплоснабжения на основе парокомпрессионного теплового насоса в различных климатических условиях Российской Федерации.

2. Методика учета тепловой инерции источника низкопотенциальной теплоты на выбор схемного решения и производительность теплового насоса.

3. Методика выбора источника низкопотенциальной теплоты в различных климатических условиях Российской Федерации.

Теоретическая и практическая значимость работы

Теоретическая значимость результатов диссертационной' работы состоит в обосновании перспективности использования грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты на глубинах 320 см и ниже и выявлении

положительного влияния на тепловую производительность парокомпрессионного теплового насоса смещения периода минимальных значений температуры грунта относительно периодов минимальных значений температуры наружного воздуха за отопительный период

Практическая значимость результатов диссертационной' работы состоит в возможности использования результатов диссертационной работы при проектировании системы теплоснабжения в отдалённых районах, в том числе северных регионах России, а также при наличии дефицита энергетических ресурсов, в том числе ископаемых источников энергии.

Положения, выносимые на защиту

1. Перечень регионов Российской Федерации климатические условия которых позволяют использовать парокомпрессионный тепловой насос в качестве основного источника теплоснабжения.

2. Методика выбора источника низкопотенциальной теплоты в зависимости от климатических условий.

3. Методика выбора схемного решения системы теплоснабжения на основе парокомпрессионного теплового насоса в различных климатических условиях Российской Федерации.

4. Результаты технико-экономического анализа снижения потребности в ископаемых источниках энергии при использовании теплового насоса.

Апробация работы

Основные результаты работы докладывались и обсуждались на следующих конференциях: VII Международной научно - технической конференция «КАЗАХСТАН - ХОЛОД 2017», Алма-Ата, 2017 г.; 8-й международной научно-технической конференции «Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства», Омск, 2018; IX Всероссийском конгрессе молодых ученых, Санкт-Петербург, 2019 г.; IX Международной научно - технической

конференция «КАЗАХСТАН - ХОЛОД 2019», Алма-Ата, 2019 г.; IX Международная научно-техническая конференция «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке», Санкт-Петербург, 2019 г.; 9-й международной научно-технической конференции «Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства», Омск, 2019; 2-ой международной научной и практической конференции инновации в инженерии и технологии, Великий Новгород, 2019 (The 2nd International Scientific and Practical Conference on Innovations in Engineering and Technology, 2019, Veliky Novgorod); Юбилейной 10-я международной научно-технической конференции «Техника и технология нефтехимического и нефтегазового производства», Омск, 2020; X Всероссийском конгрессе молодых ученых, Санкт-Петербург, 2020 г.

Достоверность научных достижений

Обеспечивается использованием известных законов термодинамики и теплопередачи при построении математической модели парокомпрессионного теплового насоса, а также использованием проверяемых данных. Проведенный численный эксперимент на основании предложенной математической модели показал хорошее согласование с приведёнными экспериментальными данными, представленными как в данном исследовании, так и в научных публикациях.

Внедрение результатов работы

Полученные результаты исследования внедрены в проектную деятельность Федерального Государственного Унитарного Предприятия «Главное Военно -Строительное Управление № 4» Министерства обороны Российской Федерации и в учебный процесс ФГАОУ ВО НИУ ИТМО (Университет ИТМО).

Публикации

Основные результаты по теме диссертации изложены в 7 публикациях. Из них 2 изданы в журналах, рекомендованных ВАК, 5 опубликована в изданиях, индексируемых в базе цитирования Scopus.

Структура и объем диссертации

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка сокращений и условных обозначений, списка использованной литературы из 95 наименований, списка иллюстративного материала и трёх приложений. В общий объем диссертации входит 135 страниц основного машинописного текста, 57 рисунков и 10 таблиц.

Содержание работы

Введение диссертационной работы содержит обоснование актуальности темы исследования, сформулированы цель и задачи исследования, научная новизна, положений, выносимых на защиту, приведены теоретическая и практическая значимость проведённого исследования.

Глава 1 посвящена обзору мирового потребления энергетических ресурсов, в соответствии с которым наблюдается ежегодное увеличение потребления энергетических ресурсов в абсолютных значения на величину 130 % за период наблюдения с 1971 г. по 2017 г. Согласно имеющимся статистическим данным в США около 40 % потребления энергии приходится на сектор домохозяйств и коммерческий сектор и в Европе различными зданиями потребляется около 40%

всей потребляемой энергии по состоянию на 2010 г, причём доля расходуемой энергии от общего конечного потребления энергии домохозяйствами Европейского Союза для теплоснабжения, в том числе отопления и горячего водоснабжения составляет примерно 79%. По Российской Федерации данная статистика отсутствует.

Приведено описание климатических условий в Российской Федерации и параметров микроклимата в обслуживаемых помещениях.

Проведён обзор литературных источников по применению и усовершенствованию (улучшению) одной из возможных принципиальных схем парокомпрессионного теплового насоса по источнику низкопотенциальной теплоты. Описанные результаты позволяли улучшать показатели эффективности систем, однако некоторые результаты отвергались в связи с их экономической нецелесообразностью.

Произведено исследование рынка тепловых насосов по странам, граничащим с Российской Федерацией и имеющих схожие климатические условиями. Оценка произведена на основании статистических данных, собранных Eurobserver в связи с отсутствием таких данных по Российской Федерации.

Анализ данных количества тепловых насосов, находящихся в эксплуатации, показал в рассматриваемых странах ЕС показал, что ежегодное увеличение значения количества ТН, находящихся в эксплуатации сопутствует систематическому изменению цены на природные энергоносители (природный газ).

Отмечено, что до настоящего времени научное сообщество не выработано единых критериев по применению той или иной принципиальной схемы в зависимости от климатических условий района эксплуатации. Именно это обстоятельство послужило основой для разработки методики позволяющей обосновать применение той или иной принципиальной схемы по техническим, экономическим и энергетическим показателям.

Глава 2 посвящена обзору возобновляемых источников энергии доступных повсеместно на территории Российской Федерации. Рассматриваемые виды источников теплоты ограничены по принципу применения унифицированного оборудования.

Производительность ТН напрямую зависит как от заданных параметров воздушной среды в обслуживаемом объекте или от требуемых параметров теплоносителя на тёплой стороне ТН, так и от динамически изменяющихся параметров таких как температура источника низкопотенциальной теплоты и температура окружающей среды. В общем случае, функция зависимости производительности ТН может быть представлена в следующем виде:

^ /(Хп> ^Н' ^инпт) С1)

где Qк - производительность ТН, кВт;

Ьз - заданная температура воздушной среды или технологический параметр, °С; ^ - наружная расчётная температура, °С;

£инпт - температура источника низкопотенциальной теплоты, °С.

Наружная расчётная температура в действительности динамически изменяется в течении суток с определённой амплитудой, определяемой по многолетним наблюдениям. Значения суточного хода (колебания) температуры могут достигать значений 10 - 20 °С в течении суток.

Температура источника низкопотенциальной теплоты может быть определена по многолетним статистическим данным для каждого вида источника в зависимости от географического месторасположения. Значения данной величины и её изменение за рассматриваемый период, часто являются определяющими при определении производительности и выборе принципиальной схемы ТН.

Методика выбора источника низкопотенциальной теплоты в различных климатических условиях

В настоящее время отсутствует унифицированная методика, позволяющая определить источник низкопотенциальной теплоты, наиболее подходящий для

конкретных климатических условий. С целью определения наиболее подходящего вида источника по понятному алгоритму разработана данная методика.

Получаемый результат нацелен на получение максимального количества теплоты за рассматриваемый период без учёта стоимостных показателей непосредственно оборудования и его монтажа.

Суть методики заключается в следующем: на начальном этапе необходимо определить географические параметры месторасположения проектируемого объекта. Определить по нормативным документам внутренние и наружные расчётные параметры. Далее, в первом приближении определяются потенциально возможные источники низкопотенциальной теплоты: вода, воздух, грунт, солнечная радиация. Для источников таких как вода, грунт определяется температурное отношение к, по зависимости (2). Затем полученные по результатам расчёта данные сравниваются. По источнику теплоты, имеющему наибольшее температурное соотношение рассчитывается извлекаемая теплота. Полученная данна сравнивается с расчётной величиной годовых (месячных) сумм солнечной радиации (МДж/м2) при средних условиях облачности.

^ _ (^п — ^н) — (^п — ^инпт)

f — f ( )

'-п '-н

Блок - схема описанного алгоритма представлена на рисунке 1.

Указанные в методике допущения сокращают область её применения для приведённых ниже случаев:

— острый дефицит энергетических ресурсов;

— вновь осваиваемая территория или не плотная застройка населённых

пунктов.

Параметры земных вод

Российская Федерация обладает значительными гидрологическими ресурсами и является одной из наиболее обеспеченных водой стран наряду с Бразилией, Канадой, Китаем и США.

Территория России омывается 12 морями и имеет протяжённость береговой линии около 61 тыс. км, в том числе около 39 тыс. км приходится на Баренцево, Белое, Восточно - Сибирское, Карское, Лаптевых, и Чукотское моря, около 17,8 тыс. км на побережье Берингово, Охотского и Японского морей, около 1,8 тыс. км береговой линии приходится на Балтийской, Чёрное и Азовское море.

Общая длинна рек превышает значение 12,4 млн. км и имеет суммарный годовой сток примерно 4259 км3, 90% из указанного значения приходится на бассейны Северного Ледовитого и Тихого океанов.

На территории России площадь озёр превышает значение 408 тыс. км2, что составляет примерно 2,4% от общей площади страны. Наиболее крупные озёра: Байкал (31,7 тыс. км2), Ладожское (17,9 тыс. км2), Онежское (9,7 тыс. км2) и Таймыр (4,5 тыс. км2).

Необходимо отметить, что на территории страны имеется несколько крупных водоёмов антропогенного происхождения - водохранилища. Протяжённость береговой линии составляет около 75,4 тыс. км. Площади водохранилищ составляют: Куйбышевское 6150 км2, Братское 5470 км2, Рыбинское 4550 км2, Волгоградское 3117 км2 и Красноярское 2000 км2.

В связи с тем, что единая государственная система информации об обстановке в мировом океане (далее ЕСИМО) предоставляет данные по температурам воды только морей и отсутствуют достоверные данные в государственных открытых источниках информации по температурам воды в иных водоемах, дальнейшее рассмотрение воды в качестве источника низкопотенциальной теплоты производится только на основании данных по морям.

На рисунке 2 представлены графики зависимости изменения средних месячных температур наружного воздуха в г. Таганрог, г. Зеленогорск, с. Никольское и г. Дербент и температур воды в прибрежной зоне Азовского моря, Балтийского моря, Беренгова моря и Каспийского моря соответственно. Средняя месячная наружная температура в г. Таганрог изменяется в широком диапазоне значений от минус 3,5°С (январь) до плюс 23,6°С (июль), в то время как

Рисунок 1 - Алгоритм определения источника низкопотенциальной теплоты

температура Азовского моря круглогодично имеет положительные значения температуры. Диапазон значений средней месячной температуры воды изменяется в интервале значений от плюс 0,22оС (январь-февраль) до плюс 24,9°С (июль).

Аналогичная ситуация наблюдается в г. Зеленогорск, с единственным отличием: минимальная средняя температура воды в Балтийском море имеет минимальное значение 0оС в период с январь по март включительно, в остальное время, наблюдаются положительные значения температуры воды..

В с. Никольское (о. Беринга) минимальные средние значения температуры воздуха и температуры воды в прибрежной зоне морей приходятся на февраль. В Беренговом море отмечаются отрицательные значения температуры воды в период с декабря по апрель включительно.

В г. Дербент минимальные средние значения температуры воздуха и температуры воды в прибрежной зоне морей приходятся на февраль. В Каспийском море круглогодично отмечаются положительные значения температуры воды.

Рисунок 2 - График зависимости изменения температуры воды в Азовском, Балтийском, Беренговом и Каспийском морях

Параметры грунта

Теплота грунта является неисчерпаемым источником низкопотенциальной теплоты, обладающего высокой доступностью за исключением местностей со скальным грунтом в связи с высокой стоимостью или невозможностью укладки коллекторов для получения теплоты или наличием плотной застройки. Для анализа динамического изменения температура источника низкопотенциальной теплоты приняты населённые пункты, по которым имеются актуальные данные в научно-прикладном справочнике «Климат России». В данном справочнике представлены значения температур грунта на поверхности почвы и на глубинах 80 см, 160 см и 320 см.

Анализ теплового потенциала грунта, используемого в качестве возобновляемого источника энергии, осуществлён по климатическим поясам и климатическим областям.

Для каждого климатического пояса определено несколько населённых пунктов в зависимости от плотности населения в рассматриваемом климатическом поясе или климатической области.

Анализ грунтов, используемых в качестве источников низкопотенциальной теплоты, в населённых пунктах арктического и субтропического климатических поясов не производится в связи отсутствием достоверные данные по температурам грунта на рассматриваемых глубинах, а также в области морского в связи с низкой плотностью населения на данной территории.

Параметры грунта в субарктическом климатическом поясе

Для анализа были данных, были определены 5 населённых пунктов, находящихся в субарктическом климатическом поясе: г. Верхоянск (Республика Саха), п. Зырянка (Республика Саха), г. Игарка (Красноярский край), с. Марково (Чукотский автономный округ), г. Нарьян-Мар (Ненецкий автономный округ). По имеющимся климатологическим данным, построены графики зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной

температуры воздуха по месяцам. Графики для климатических условий г. Верхоянск представлен на рисунке 3.

Параметры грунта в области умеренного континентального климата Для анализа были данных, были определены 11 населённых пунктов, находящихся в области умеренно континентального климата: г. Архангельск (Архангельская область), с. Ахты (Республика Дагестан), г. Вологда (Вологодская область), г. Воронеж (Воронежская область), г. Дербент (Республика Дагестан), п. Земетчино (Пензенская область), г. Кострома (Костромская область), г. Петрозаводск (Республика Карелия), г. Санкт-Петербург (субъект федерации г. Санкт-Петербург), г. Смоленск (Смоленская область), г. Таганрог (Ростовская область),. По имеющимся климатологическим данным, построены графики зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха по месяцам. Графики представлены на рисунке 4 (г. Архангельск), рисунке 5 (г. Санкт-Петербург).

20

& & # & ^ ^ & # Л? ^ #

Рисунок 3 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Верхоянск

Рисунок 4 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Архангельск

20 т

Рисунок 5 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Санкт-Петербург

Климатологические условия грунта в г. Архангельск (рисунок 4) имеют следующие параметры: значения самой низкой среднемесячной температуры воздуха приходятся на январь, в то время как наименьшие значения температур грунтов на глубины 80 см и 160 см приходятся на апрель, для глубины 320 см на

май. На рассматриваемых глубинах круглогодично отмечаются положительные значения температуры грунта. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом 0,23, 0,27 и 0,34 соответственно. Использование грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с сентября по апрель включительно на глубинах 80 см и 160 см, и в период с октября по апрель включительно на глубине 320 см.

Климатологические условия грунта в г. Санкт-Петербург (рисунок 5) аналогичны климатологическим условиям г. Пермь. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом 0,23, 0,28 и 0,33 соответственно. Использование грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с сентября по март включительно на глубинах 80 см и 160 см и в период с октября по апрель включительно на глубине 320 см.

Параметры грунта в области резко континентального климата

Для анализа были данных, были определены 10 населённых пунктов, находящихся в области умеренно континентального климата: г. Братск (Иркутская область), г. Иркутск, обс. (Иркутская область), пгт. Нижнеангарск (Республика Бурятия), г. Тайшет (Иркутская область), г. Чита (Забайкальский край), г. Якутск (Республика Саха) По имеющимся климатологическим данным, построены графики зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха по месяцам, представленные на рисунках 6-7.

Климатологические условия грунта в г. Братск (рисунок 6) имеют значения самой низкой среднемесячной температуры воздуха приходятся на январь. Наименьшие значения температур грунтов приходятся на февраль на глубине 80 см, на март на глубине 160 см и на апрель на глубине 320 см. На рассматриваемых глубинах отмечаются как положительные, так и отрицательные значения температуры грунта. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом 0,27, 0,32 и 0,37 соответственно. Использование

грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с сентября по апрель включительно на глубинах 80 см, 160 см и 320 см.

20 I

15 | 10

О

° - 5 $

ой

Л п ::

Й :: |Ц -5 __

С ::

51-10

Н :: -15

-20

-25 ±

&

4?

? 0 ^

* / ^ ^ ~ Месяц

"1н

И60

* #

180 4320

Рисунок 6 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Братск

о

30 20 10

ев 0 р

1-10 1 р

е

§■20 е

н-30 | -40 | -50

Л? ^

Г хГ " ^

гн

И60

/ /

г80

4320

#

Месяц

Рисунок 7 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Якутск

Климатологические условия грунта в г. Якутск (рисунок 7) имеют значения самой низкой среднемесячной температуры воздуха приходятся на январь. Наименьшие значения температур грунтов приходятся на февраль-март на глубине

80 см, на глубине 160 см на март и на май-июнь на глубине 320 см. На рассматриваемых глубинах отмечаются как положительные, так и отрицательные значения температуры грунта. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом 0,34, 0,43 и 0,44 соответственно. Использование грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с сентября по апрель включительно на глубине 80 см и в период с октября по апрель включительно на глубинах 160 см и 320 см.

Параметры грунта в области муссонного климата климатическом поясе Для анализа были данных, были определены 3 населённых пунктов, находящихся в области умеренно континентального климата: г. Советская Гавань (Хабаровский край), п. Южно-Курильск (Сахалинская область), г. Южно-Сахалинск (Сахалинская область). По имеющимся климатологическим данным, построены графики зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха по месяцам. Графики представлены на рисунках 8-10.

Климатологические условия грунта в г. Советская Гавань (рисунок 8) имеют значения самой низкой среднемесячной температуры воздуха приходятся на январь. Наименьшие значения температур грунтов приходятся на февраль на глубине 80 см, на глубине 160 см на март и на май месяц на глубине 320 см. На рассматриваемых глубинах отмечаются положительные и отрицательные значения температуры грунта. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом 0,28, 0,30 и 0,35 соответственно. Использование грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с октября по март включительно на глубине 80 см и в период с октября по апрель включительно на глубинах 160 см и 320 см.

Климатологические условия грунта в п. Южно-Курильск (рисунок 9) имеют значения самой низкой среднемесячной температуры воздуха приходятся на февраль. Наименьшие значения температур грунтов приходятся на апрель на

Рисунок 8 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Советская Гавань

20

15

О

° „ 10 + ей

а

Й 5 +

С

^ 0

щ 0

н

-5

10

1н 1160

^

* #

& л

€

✓ ^ / Месяц

¿¡у

4?

180 -1320

* /

Рисунок 9 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для п. Южно-Курильск

глубинах 80 см и 160 см и на май месяц на глубине 320 см. На рассматриваемых глубинах отмечаются положительные значения температуры грунта. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом

0,22, 0,28 и 0,29 соответственно. Использование грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с ноября по апрель включительно на глубине 80 см и 160 см и в период с ноября по май включительно на глубинах 320 см.

Рисунок 10 - График зависимости изменения температуры грунта на различных глубинах и средней месячной температуры воздуха для г. Южно-Сахалинск

В г. Южно-Сахалинск складываются иные климатологические условия грунта (рисунок 10). Наименьшие значения температур грунтов приходятся на март-апрель на глубине 80 см, на глубине 160 см в апреле и на глубине 320 см в мае. На рассматриваемых глубинах отмечаются положительные значения температуры грунта. Отношения температур распределяется для глубин 80 см, 160 см и 320 см следующим образом 0,28, 0,34 и 0,37 соответственно. Использование грунта в качестве источника низкопотенциальной теплоты целесообразно в период с октября по апрель включительно на рассматриваемых глубинах.

Глава 3 содержит описание результатов экспериментального исследования.

В результате проведённого исследования были получены действительные значений коэффициента СОР парокомпрессионного теплового насоса в условиях

поддержания постоянного давления конденсации рк=1,31 МПа и изменяющихся значениях температуры источника низкопотенциальной теплоты в диапазоне значений от 0,3 °С до 10,1 °С, имитирующих годовой ход температуры природного источника низкопотенциальной теплоты (вода, грунт, воздух).

Проведённый эксперимент подтвердил линейную зависимость изменения значений СОР в зависимости от температуры источника низкопотенциальной теплоты, а именно, что с увеличением температуры источника низкопотенциальной теплоты, увеличивается значение СОР, что позволяет в дальнейшем применять метод экстраполяции при выполнении расчётов. Методика выбора схемного решения системы теплоснабжения Методика выбора схемного решения системы теплоснабжения состоит из трёх основных блоков:

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Рачковский Никита Олегович, 2021 год

Библиографический список

1. Мировая энергетика: прогноз развития до 2020 г. / пер. с англ. под ред. Ю.Н. Старшинова. М.: Энергия, 1980. 256 с.

2. Мазур В.А. Тепловые насосы - шаг в будущее столетие II Холодильная техника и технология. 2012. №57. С. 19-22.

3. Подскребкин А.Д., Дягелев В.Ф., Полищук С.Т. Опыт использования тепловых насосов в мире и в России II Современная наука: актуальные проблемы теории и практики. Серия: Естественные и техниче-

ские науки. 2016. № 4. С. 15-21.

4. Шуравина Д.М., Фокина Н.Б., Аверьянова О.В. Парокомпрессионные тепловые насосы как энергоэффективные устройства // Строительство уникальных зданий и сооружений. 2013. № 10 (15). С. 62-76.

5. Ильин P.A., Ильин А.К. Новый подход к оценке эффективности тепловых насосов II Вестник Астраханского государственного технического университета. Серия: Морская техника и технология. 2010.

№ 2. С. 83-87.

6. Овсянник A.B., Трошев Д.С. Оценка энергетической эффективности тепловых насосов в системах индивидуального теплоснабжения по годовому расходу условного топлива II Вестник Гомельского государственного технического университета им. П.О. Сухого. 2012. № 4. С. 66-72.

7. Научно-прикладной справочник по климату СССР. Серия 3. Многолетние данные. Ч. 1-6. Вып. 2. Мурманская область. Л.: Гидрометеоиздат, 1988.12 с.

8. Научно-прикладной справочник по климату СССР. Серия 3. Многолетние данные. Ч. 1-6. Вып. 25. Хабаровский край и Амурская область. Л.: Гидрометеоиздат, 1988.12 с.

9. Научно-прикладной справочник по климату СССР. Серия 3. Многолетние данные. Ч. 1-6. Вып. 28. Калужская, Тульская, Тамбовская, Брянская, Липецкая, Орловская, Курская, Воронежская, Белгородская области. Л.: Гидрометеоиздат, 1988.29 с.

10. Научно-прикладной справочник по климату СССР. Серия 3. Многолетние данные. Ч. 1-6. Вып.

3. Карельская АССР, Ленинградская, Новгородская, Псковская, Калининская и Смоленская области. Л: Гидрометеоиздат, 1990.15 с.

11. Научно-прикладной справочник по климату СССР. Серия 3. Многолетние данные. Ч. 1-6. Вып. 8. Москва и Московская область. Л.: Гидрометеоиздат, 1990. 31 с.

12. Научно-прикладной справочник по климату СССР. Серия 3. Многолетние данные. Ч. 1-6. Вып.

13. Волгоградская, Ростовская, Астраханская области, Краснодарский, Ставропольский края, Калмыцкая, Кабардино-Балкарская, Чечено-Ингушская, Се-веро-Осетинская АССР. Л.: Гидрометеоиздат, 1990. 724 с.

13. Климат морей России [Электронный ресурс] II Портал Единой государственной системы информации об обстановке в мировом океане. URL: http://portal.esimo.ru/portal/portal/esimo-user/services/climate;jsessionid=299DF6C86A8DBD5F E39FFCEB41EE70D4 (10.03.2017).

References

1. Mirovaya energetika: prognoz razvitiya do 2020 g. [World power industry: development forecast for the period up to 2020]. Moscow, Energiya Publ., 1980, 256 p. (In Russian)

2. Mazur V.A. Teplovye nasosy - shag v budushchee stoletie [Heat pumps - step into the future century]. Kholodil'naya tekhnika i tekhnologiya [Refrigeration equipment and technology]. 2012, no. 57, pp. 19-22. (In Russian)

3. Podskrebkin A.D., Dyagelev V.F., Polishchuk S.T. Opyt ispol'zovaniya teplovykh nasosov v mlre i v Rossii [Experience in the use of heat pumps in the world and in Russia]. Sovremennaya nauka: aktual'nye problemy teorii i praktiki. Seriya: Estestvennye i tekhnicheskie nauki [Modern science: actual problems of theory and practice. Series "Natural and technical sciences"]. 2016, no. 4, pp. 15-21. (In Russian)

4. Shuravina D.M., Fokina N.B., Aver'yanova O.V. Parokompressionnye teplovye nasosy kak energoeffek-tivnye ustroistva [Compression heat pumps as energy efficient devices]. Stroitel'stvo unikal'nykh zdanii i sooruzhenii [Construction of unique buildings and structures], 2013, no. 10 (15), pp. 62-76. (In Russian)

5. Il'ln R.A., ll'in A.K. Novyi podkhod k otsenke effek-tivnosti teplovykh nasosov [New approach to the estimation of heat pumps efficiency]. Vestnik Astra-khanskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universi-teta. Seriya: Morskaya tekhnika i tekhnologiya [Bulletin of Astrakhan State Technical University. Series: Marine equipment and technology], 2010, no. 2, pp. 83-87. (In Russian)

6. Ovsyannik A.V., Troshev D.S. Otsenka energetich-eskoi effektivnosti teplovykh nasosov v sistemakh indi-vidual'nogo teplosnabzheniya po godovomu raskhodu uslovnogo topliva [Estimation of heat pump energy efficiency in individual heat supply systems based on

the annual consumption of conventional fuel]. Vestnik Gomel'skogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo uni-versiteta im. P.O. Sukhogo [Bulletin of Sukhoi State Technical University of Gomel]. 2012, no 4, pp. 66-72. (In Russian)

7. Nauchno-prikladnoi spravochnik po klimatu SSSR. Seriya 3. Mnogoletnie dannye. Part 1-6, issue 2. Murmanskaya oblast' [Scientific and Applied Reference Book on the Climate of the USSR. Series 3. Long-term data. Part 1 -6. Issue. 2. Murmansk region], Leningrad, Gidrometeoizdat Publ., 1988,12 p. (In Russian)

8. Nauchno-prikladnoi spravochnik po klimatu SSSR. Seriya 3. Mnogoletnie dannye. Part 1-6, issue 25. Kha-barovskii krai i Amurskaya oblast' [Scientific and Applied Reference Book on the Climate of the USSR. Series 3. Long-term data. Part 1-6. Issue. 25. Khabarovsk Territory and the Amur Region], Leningrad, Gidrometeoizdat Publ., 1988,12 p. (In Russian)

9. Nauchno-prikladnoi spravochnik po klimatu SSSR. Seriya 3. Mnogoletnie dannye. Part 1-6, issue 28. Ka-luzhskaya, Tul'skaya, Tambovskaya, Bryanskaya, Li-petskaya, Orlovskaya, Kurskaya, Voro-nezhskaya, Bel-gorodskaya oblasti [Scientific and Applied Reference Book on the Climate of the USSR. Series 3. Long-term data. Part 1-6. Issue. 28. Kaluga, Tula, Tambov, Bryansk, Lipetsk, Orel, Kursk, Voronezh, Belgorod regions], Leningrad, Gidrometeoizdat Publ., 1988, 29 p. (In Russian)

10. Nauchno-prikladnoi spravochnik po klimatu SSSR. Seriya 3. Mnogoletnie dannye. Part 1-6, issue 3. Ka-rel'skaya ASSR, Leningradskaya, Novgorodskaya, Pskovskaya, Kalininskaya i Smo-lenskaya oblasti [Scientific and Applied Reference Book on the Climate of the USSR. Series 3. Long-term data. Part 1-6. Issue. 3. Karelian ASSR, Leningrad, Novgorod, Pskov, Kalinin and Smolensk regions]. Leningrad, Gidrometeoizdat

Вестник Дагестанского государственного технического университета. Технические науки. Том 46, N°3, 2019 Heraldof Daghestan State Technical University.Technical Sciences. Vol.46, No.3, 2019 _http://vesmik.dgtu.ru/lSSN (Print) 2073-6185 ISSN (On-line) 2542-095X_

Для цитирования: Татаренко Ю.В., Мизин В.M., Рачковский H.О. Прогнозирование применения холодильных агентов в низкотемпературной технике. Вестник Дагестанского государственного технического университета. Технические науки. 2019; 46(3): 32-42. DOI:10.21822/2073-6185-2019-46-3-32-42

For citation: Y. V. Tatarenko, V. M. Misin, N.O. Rachkovsky. Prédiction of the use of Réfrigérants in Low-temperature Equipment. Herald of Daghestan State Technical University. Technical Sciences. 2019; 46 (3): 32-42. (In Russ.) DOI:10.21822/2073-6185-2019-46-3-32-42

ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ, МЕТАЛЛУРГИЧЕСКОЕ И ХИМИЧЕСКОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ УДК 621.57

DOI: 10.21822/2073-6185-2019-46-3-32-42

ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ПРИМЕНЕНИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ АГЕНТОВ В НИЗКОТЕМПЕРАТУРНОЙ ТЕХНИКЕ

Татаренко Ю.В., Мизин В.М., Рачковский И.О.

Санкт-Петербургский национальный исследовательский университет информационных технологий, механики и оптики (ИТМО), 197101, г. Санкт-Петербург, Кронверкский пр. 49, Россия

Резюме. Цель. Определение перспектив применения различных холодильных агентов, а также потенциал их взаимозаменяемости в низкотемпературной технике исходя из условий Кигалийской поправки к Монреальской конференции. Метод. Произведено компьютерное моделирование процессов теплообмена на основе общепринятых зависимостей и получены данные для построения характеристик элементов холодильной машины. Результат. R717 и R410A рекомендованы для использования в средне- и низкотемпературных машинах. Холодильный агент R32 - в высокотемпературных холодильных машинах, особенно, в аппаратах с медными ореб-ренными трубами. Низкое паросодержание хладона R32 препятствует образованию «запаривания» верхних слоев пучка труб, что приводит к повышению уровня холодильного агента в испарителе и увеличению площади рабочей области трубного пучка испарителя. Для R32 необходимо провести дополнительные исследования по поиску его альтернативной замены. Наиболее высокие значения коэффициента теплоотдачи получены при работе на холодильных агентах R410A и R717. Вывод. С помощью реализованных алгоритмов возможно получать характеристики элементов парокомпрессорной холодильной машины в широком диапазоне изменения температур кипения и конденсации с учетом различных факторов и процентного состава смесевого рабочего вещества, что весьма актуально при переводе машин на альтернативные холодильные агенты.

Ключевые слова: холодильный агент, холодильная машина, эффективность, характеристика, кожухотрубный испаритель

вестник Дагестанского государственного технического университета. Технические науки. Том 46, №3. 2019 Herald of Daghestan State Technical University.Technical Sciences. Vol.46, No.3, 2019 _http://vestnik.dgtit.ru/lSSN (Print) 2073-6185 ISSN (On-line) 2542-095X_

POWER, METALLURGICAL AND CHEMICAL MECHANICAL ENGINEERING

PREDICTION OF THE USE OF REFRIGERANTS IN LOW-TEMPERATURE

EQUIPMENT

Y.V. Tatarenko, V.M. Misin, N.O. Rachkovsky

St. Petersburg National Research University of Information Technologies, Mechanics, and Optics (ITMO University), 49, Kronverk Ave., St. Petersburg 197101, Russia

Abstract Objectives Determination of prospects for the use of various refrigerants, as well as the potential for their interchangeability in low-temperature equipment in accordance with the conditions of the Kigali Amendment to the Montreal Protocol on substances that deplete the ozone layer. Method A computer simulation of heat exchange processes based on generally accepted dependencies was carried out and data for the construction of refrigeration machine elements obtained. Results R717 and R410A are recommended for use in medium- and low-temperature machines. R32 refrigerant is used in high-temperature refrigeration machines, especially in units with finned copper tubes. The low vapour content of R32 refrigerant prevents steaming of the upper layers of the tube bundle, leading to an increase in the level of the refrigerant in the evaporator and in the working area of the evaporator tube bundle. For R32, it is necessary to conduct additional research to find an alternative refrigerant. The highest values of the heat transfer coefficient are obtained when working on refrigerants R410A and R717. Conclusion The implemen ted algorithms can be helpful for obtaining the characteristics of the steam-compressor refrigerator elements across a wide range of boiling and condensing temperatures taking various factors and the percentage composition of the mixed working substance into account. This is a highly important consideration when converting the machines to run on alternative refrigerants.

Keywords: Refrigerant, refrigeration machine, efficiency, characteristic, shell-and-tube evaporator

Введение. В XX веке мир столкнулся с проблемой уменьшения озонового слоя Земли. Ученые всего мира стали говорить об опасности применения различных групп холодильных агентов, которые ведут к нежелательному изменению климата. В последние два десятилетия холодильная техника уже прошла «первую волну» отказа от озоноразрушаюгцих (озоноопас-ных) рабочих веществ. Результатом этого является переход на альтернативные холодильные агенты.

В настоящее время в бытовой, полупромышленной и промышленной холодильной технике наиболее распространены такие рабочие вещества как R134a, R404A, R410A. Указанные холодильные агенты относятся к группе гидрофторуглеводородных холодильных агентов. Они являются заменой хлорфтруглеродных и гидрохлорфтруглеродных холодильных агентов. Основное преимущество применяемых холодильных агентов заключается в низком озноразруша-ющем потенциале. Однако стоит отметить, что данные холодильные агенты имеют высокие значения потенциала глобального потепления.

С 1 января 2019 г. вступила в действие Кигалийская поправка к Монреальскому протоколу. Согласно Монреальской конференции принято решение об отказе от хлорфторсодержа-щих холодильных агентов [1, 2]. Данная поправка ограничивает использование в системах кондиционирования и охлаждения следующих холодильных агентов: R134a, R404A, R410A, R507A. Согласно [3], в настоящее время ведётся разработка синтетических холодильных агентов с низким потенциалом глобального потепления и нулевым значением потенциала разрушения озонового слоя (R1234yf, R1234ze) [4-6].

Необходимо отметить, что параллельно ведётся работа по применению природных холодильных агентов, таких как R717, R744, R290 [7-9]. Страны Европейского союза приняли решение переходить на природные рабочие вещества.

Не теряет своей актуальности проблема снижения массогабаритных показателей и энергетических затрат в низкотемпературной технике. Эту проблематику необходимо рассматривать в нескольких направлениях - возможно совершенствование холодильной машины как в части элементов (компрессоров, теплообменных аппаратов, применение новых материалов), так и применение новых холодильных агентов. Для многих применяемых озонобезопасных холодильных агентов отсутствуют существенные массивы экспериментальных и эксплуатационных данных о процессах теплообмена.

На практике, марка применяемого холодильного агента выбирается исходя из его термодинамических свойств и характеристик компрессора [10]. При этом не учитываются массогаба-ритные и энергетические показатели холодильных машин, которые в значительной степени зависят от теплоэнергетической эффективности самих аппаратов, входящих в состав. В связи с этим, производить оценку эффективности работы холодильных машин необходимо в комплексе: следует учитывать эффективность всех элементов, входящих в состав холодильной машины, а также свойства применяемого холодильного агента циркуляционного контура холодильной машины.

Теплообмен при кипении зависит от таких факторов, как термодинамические и теплофи-зические параметры рабочей среды, формы поверхности теплообмена. Необходимо отметить, что в значительной степени на теплообменные характеристики холодильных агентов влияют гидродинамические свойства, при которых проходит процесс кипения. Предлагаемая оценка гидродинамических условий протекания процесса теплообмена позволит качественно оценить эффективность применения рабочих веществ в низкотемпературной технике.

Постановка задачи. С целью исследования влияния термодинамических и теплофизи-ческих параметров холодильного агента, циркулирующего в системе, на гидродинамические характеристики были математически реализованы алгоритмы, с помощью которых рассматриваются отдельные элементы одноступенчатой холодильной машины с водяным кожухотрубным конденсатором и испарителем затопленного типа при работе на следующих рабочих веществах: R717, R32 и R410A. На выбор рассматриваемых рабочих агентов существенно повлияла упомянутая выше информация о Кигалийской поправке. Рассматриваемые диапазоны температур: температура кипения изменялась от ?о = — 40 °С до + 5 °С при температуре конденсации tK — 30 °С и 35 °С.

Методы исследования. Характеристику всей холодильной машины можно получить, используя графо-аналитический метод построения характеристик, описанный в работе [15]. Достоинством графо-аналитического метода является не только определение характера характеристики всей холодильной машины в целом, но и возможность последовательного рассмотрения влияния характеристик теплообменных аппаратов (испаритель или конденсатор) на совместную характеристику парокомпрессионной холодильной машины в целом.

Данные для построения характеристик элементов одноступенчатой холодильной машины с поршневым компрессором можно получить при помощи реализованных программ, а именно характеристик компрессора - программа ХАР КМ, характеристики конденсатора -программа XAPKD и характеристики испарителя XAP_1SP. Основные термодинамические и теплофизические свойства реальных рабочих веществ рассчитываются в программах ХАР КМ, ХАР KD и XAP_ISP по уравнению Бенедикта - Вебба - Рубена (ВБР). Большим плюсом данного уравнения является то, что имея данные о составе смеси, мы можем рассчитать или предсказать ее свойства. Посредством реализуемых ХАР КМ, ХАР KD и XAP_1SP программ можно получить значения параметров элементов парокомпрессорной холодильной машины для любого рабочего вещества [15, 16]. Основные уравнения, входящие в математическую модель элементов парокомпрессионной холодильной машины основаны на материале, изложенном в работе [15].

Программы для расчета параметров элементов холодильной машины с целью улучшения визуализации реализованы в оболочке Microsoft EXCEL на языке программирования Visual Basic for applications (VBA), ранние версии реализованы на языке программирования высокого уровня Fortran, но не имели удобного интерфейса и возможности «мгновенного» построения характеристик.

В качестве примера на рис. 1. приводится интерфейс программы ХАРКМ для получения параметров поршневого компрессора и в дальнейшем на их основании построения характеристики. На рис.1, можно увидеть, что имеется возможность выбрать холодильный агент для расчета характеристик (подключена библиотека термодинамики свойств рабочих веществ), задается диапазон исследуемых температур кипения при постоянной температуре конденсации, которая также должна быть задана, перегрев на всасывании в компрессор, величина относительного мертвого пространства и относительные потери на всасывании и нагнетании. Заложена возможность выбора шага рассмотрения исследования по температуре кипения. Предусмотрен выбор цикла работы исследуемой холодильной машины - с регенеративным теплообменником или без него. Аналогично выглядят интерфейсы для ввода данных теплообменных аппаратов, где реализована возможность выбора труб в качестве теплопередающей поверхности и тип оребре-ния.

А 1 в 1 С 1 D T-é-r---f 1 0 H 1 1 J 1

1

1 «»X

1

s U«u мильмаа IMMOpcrypê iMMt. 1М1ДХ ooo%

(

; ЧШ no f«tnwp«iY|M MWWW». ИИ» S 00%

■

1 Тошмрапра naann». IK »«•с

»

il ГЪфМрМ a« HKMIM. DIBC »00-с

«

i> (Ърмжлаадом BOOM «овдвжлор* DHC 000%

U

IS Otmxiwmm wpiiM RfKxtpaMciao. С ous

к

17 OlMCItMWWt мншрлял ккынш. КС PI ом

II

1» ОТМХНЮЛЬИЫ* «0'П* M МПИ11М1. КСР? 000

»

?! T*op«rir*<LM <*>Ь*Ш4«| проммюапмьяоеть шиш »«(OU. VI OHUS а}«

я 1

п R41ÛA mil - P*cr«itaib Уддлмь

и p*c<*t 1

Рис.1. Изображение интерфейса ввода исходных данных в программе ХАР_КМ Fig. 1. Image of input data input interface in the program HAR_KM

Ввиду содержания большого объема выходных параметров итоговая таблица в настоящей статье не приводится, а полученные данные будут представлены в виде характеристик элементов холодильной машины. В качестве допущения при реализации указанных выше программ было принято, что в трубопроводах, соединяющих элементы холодильной системы, не происходит изменение состояния рабочего вещества, так как целью данного исследования не являлось исследование потерь давления на всасывании и нагнетании и в клапанной группе. Перегрев холодильного агента на всасывании является постоянной величиной для всех рассматриваемых режимов работы холодильной машины. Через все элементы холодильной машины проходит постоянный массовый расход рабочего вещества [15].

Обсуждение результатов. Характеристики компрессора, представленные на рис. 2 и 3, получены благодаря данным полученным в результате работы программы ХАР КМ. Как видно из рис.2.а, наилучший результат условная холодопроизводительность имеет при работе компрессора на хладагенте R32, хотя наибольший холодильный коэффициент, если обратить внимание на рис.3, достигается при работе - на R717, затрачивая при этом наименьшую мощность (рис.2,б).

a

б

Рис. 2. Характеристики холодильного компрессора объемного принципа действия: а - Qq = /(70,гк),б- Ne = f(t0,tK) Fig. 2. Characteristics of the refrigeration compressor

volumetric principle of action: 3 ~ = ~ = А'оЛ)

Рис. 3. Характеристика зависимости холодильного коэффициента от температуры кипения: ес =f\t0,tK) Fig. 3. Characterization of the dependence of the refrigeration coefficient on the boiling point:

в. = /('оЛ)

Если рассматривать холодильную систему в комплексе с теплообменными аппаратами, то в этом случае необходимо учесть гидромеханические условия процессов, происходящих в этих аппаратах [17, 18J.

Анализируя влияние характеристик теплообменных аппаратов на совместную характеристику всей холодильной машины в целом видно, что наибольшее влияние идет со стороны

испарителя, а не конденсатора. Это подтверждается, приведенными характеристиками, представленными в работе [15].

В связи с этим проведено более детальное рассмотрение процессов теплообмена, происходящих в испарителе. Данные для данного исследования получены в результате работы программы XAP_1SP.

Рассмотрим основные уравнения, которые были внесены в математическую модель для исследования влияния гидродинамических условий протекания процесса теплообмена в испарителе.

Интенсивность теплоотдачи при процессе кипения в плотных пучках труб испарителя определяется следующим выражением:

а = а + а

""кип Koim >

где акип - теплоотдача за счёт пузырькового кипения на стенке трубы; аконв ~~ конвективная составляющая.

К основным характеристикам двухфазного потока относятся среднее истинное объемное паросодержание ф и объемное расходное паросодержание ß, которые можно определить по следующим формулам:

_ А"

где А" - сечение, занимаемое паровой фазой, А -сечение трубы

1

ß =

1 +

V"

где V'- объемный расход рабочего вещества по жидкой составляющей, V" - объемный расход рабочего вещества по паровой составляющей.

Истинное паросодержаниеср холодильного агента, при работе на гладких трубах, зависит от начального и конечного паросодержания, плотности теплового потока, свойств рабочего вещества, и от геометрических размеров пучка труб в аппарате и определяется следующим образом:

(*к+*о)<7„ Ф = 1,809-

(0,57 - z + l) +0,866 (z-1) — du

(хк-х0)ф"

S2 ^ -^i--0,904

v^h'V J

где х0 -начальное паросодержание, хк - конечное паросодержание, дн-плотность теплового потока, с!н — наружный диаметр трубы, г-теплота парообразования, р" — плотность пара рабочего вещества, и>под - величина подъема пузырьков пара.

Для определения подъема пузырьков пара н^д применялась формула Франца-

Каменецкого, что правомерно, так как в нашем случае диаметр канала существенно выше размера крупных пузырей [19, 20]:

*п0д = 1,5^.а.(р'-р")/р'2, где g- ускорение свободного падения,а - коэффициент поверхностного натяжения, р'-плотность жидкости рабочего вещества при температуре кипения г0, р" - плотность пара холодильного агента при температуре кипения <0.

При рассмотрении зависимости tp = /(q, t0), представленной на рис. 4, видно, что с ростом плотности теплового потока q происходит рост паросодержания холодильных агентов. Наиболее высокие значения ср имеют холодильные агенты R410A и R7I7.

В связи с этим R717, как и R410A, могут быть рекомендованы для использования в средне и низкотемпературных машинах, на что и указывают в отношении R717 авторы [21, 22].

Холодильный агент R32 лучше всего применять в высокотемпературных холодильных машинах, особенно в аппаратах с медными оребренными трубами. В этом случае низкое паро-содержание хладона R32 препятствует образованию «запаривания» верхних слоёв пучка труб, что приводит к повышению уровня холодильного агента в испарителе и увеличению площади рабочей области трубного пучка испарителя. Для данного холодильного агента необходимо провести дополнительные исследования по поиску его альтернативной замены.

Рис. 4.3ависимость истинного объемного паросодержания от плотности теплового потока Fig. 4. The dependence of the true volumetric steam content on the heat flux density

Отношения объемных расходов (пар-жидкость) зависит от истинного объемного паросодержания:

^ = 1-1 V" ф

V

При анализе характеристики — = /(</,?<>) рис. 5, видно, что в межтрубном пространстве

испарителя эти величины имеют высокие значения. Таким образом, зная значения ф, можно определить соотношение объемных расходов жидкости и пара, при этом, чем меньше величина истинного объемного паросодержания, тем выше объемный расход жидкости, от которого зависит конвективная составляющая общего теплового потока q.

Это можно объяснить тем, что в межтрубном пространстве теплообменного аппарата имеет место рециркуляция холодильного агента, то есть при кипении холодильного агента происходит подъем пара и жидкости. Значительное превышение расхода жидкости ведет к увеличению скорости парожидкостной смеси и, следовательно, увеличивается конвективная составляющая теплоотдачи.

V"

Наибольшие значения — наблюдаются у R717 и R410A, что говорит о более высоких

скоростях обтекания поперечного пучка труб парожидкостным потоком по сравнению с хладо-ном КЗ 2. Коэффициенты теплоотдачи у холодильных агентов Я410 А и R717 таюке выше.

Интенсивность теплообмена при кипении, связанная с конвективным переносом тепла за счет движения снизу вверх пара и жидкости определяется как

G"

P "f

где С" - массовый расход пара, / - сечение канала.

В затопленных испарителях массовый расход пара, а вместе с ним движение жидкости по высоте трубного пучка увеличивается, следовательно, возрастает расходная скорость, с повышением которой усиливается влияние конвективного теплообмена.

V

V

<„=- 15-С

ч \

\ s \

Ч X Ч V

\ * ч — _

---- ' ■ .____

s=asV=V

— =*а=====

з 3.5 q, кВт/м2

— R 717 ПП R32 гтП R410a — R717, R32

Рис. 5. Зависимость отношения объемных расходов (пар-жидкость) от плотности теплового потока Fig. 5. The dependence of the ratio of volumetric flow (vapor-liquid) on the density of the heat flux

Расчеты показывают, что в диапазоне плотностей тепловых потоков <7=1-5 кВт/м2 и температур кипения /0 =-30 °С; -20 °С; -10 °С расходная скорость R7I7 превышает w0 R32 в 1,5 раза, a R410A в 1,7 раза. Коэффициент теплопроводности R717X в4-5 раз выше, чем у других рассматриваемых холодильных агентов, что сстсствснно ведет к существенному увеличению конвективной составляющей.

Все вышесказанное подтверждается зависимостями, представленными на рис.6, показывающими изменение коэффициента теплоотдачи аи в испарителе от плотности теплового потока q. Как видно из рис. 6, коэффициент теплоотдачи со стороны R717 превышает значения других рассматриваемых холодильных агентов.

q, кВт/м

Рис. 6. Зависимость коэффициента теплоотдачи в испарителе от плотности теплового потока Fig. 6. The dependence of the heat transfer coefficient in the evaporator from heat flux density

Экспериментальными исследованиями было подтверждено, что холодильные машины производительностью до 300 кВт, в которых в качестве рабочего вещества применялся R717, а теплообменные аппараты (испаритель и водяной конденсатор) были усовершенствованы, могут конкурировать с агрегатами, имеющими пластинчатые аппараты [11, 12]. Это обусловлено непревзойденными характеристиками R717, что отмечается многими авторами в работах [13,

14].

Вывод. Посредством созданных программ возможно проводить компьютерное моделирование элементов парокомпрсссорной холодильной машины, а именно - поршневого компрсс-

сора, горизонтального кожухотрубного конденсатора и горизонтального испарителя, затопленного типа. Учитывая гидромеханические условия процессов и проанализировав их, имеется возможность прогнозировать эффективность применения различных холодильных агентов в парокомпрессорных холодильных машинах.

С помощью реализованных алгоритмов возможно получать характеристики элементов парокомпрессорной холодильной машины в широком диапазоне изменения температур кипения и конденсации с учетом различных факторов и процентного состава смесевого рабочего вещества, что весьма актуально при переводе машин на альтернативные холодильные агенты.

Следует отметить, что R717, как холодильный агент, обращает на себя внимание своей экологической безопасностью, массовым производством и низкой стоимостью и может быть альтернативной заменой рабочих веществ, работающих в средне- и низкотемпературных машинах. Но стоит помнить, что R717 опасен для человека и его применение в холодильной технике должно быть доказано в каждом конкретном случае.

Библиографический список:

1. Хозяинова Е.Л. Охрана Озонового слоя: Россия и Европа // Академия педагогических идей Новация. Серия: Студенческий научный вестник. 2017. №2. С. 12-39.

2. Цветков О.Б., Лаптев Ю.А. Посткиотские тенденции и синдромы устойчивого развития техники низких температур. //Холодильный бизнес. 2015. № 3. С. 22-27.

3. Zhuli Sun, Qifan Wang и др. Energy and exergy analysis of low GWP refrigerants in cascade refrigeration system. Energy 170 (2019), 1170- 1180

4. Mota-Babiloni A. Makhnatch P. Khodabandeh R. Recent investigations in HFCs substitution with lower GWP synthetic alternatives: focus on energetic performanceand environmental impact. Int J Refrig 2017;82:288e301.

5. Lee SJ, Shon BH, Jung CW, Kang YT. A novel type solar assisted heat pump using a low GWP refrigerant (R-1233zd(E)) with the flexible solar collector. Energy 2018;149:386e96.

6. Boyaghchi FA, Chavoshi M, Sabeti V. Optimization of a novel combined cooling, heating and power cycle driven by geothermal and solar energiesusing the water/CuO (copper oxide) nanofluid. Energy 2015;91:685e99.

7. Harby K. Hydrocarbons and their mixtures as alternatives to environmental unfriendly halogenated refrigerants: an updated overview. Renew SustainEnergy Rev 2017;73:1247e64.

8. Yari M, Mahmoudi SMS. Thermodynamic analysis and optimization of novel ejector-expansion TRCC (transcritical C02) cascade refrigeration cycles (Novel transcritical C02 cycle). Energy 201 l;36(12):6839e50.

9. Gullo P. Elmegaard B, Cortella G. Advanced exergy analysis of a R744 booster refrigeration system with parallel compression. Energy 2016;107:562e71.

10. Бабакин Б.С., Воронин M., Белозеров А.Г., Бабакин С.Б., Данилин В.И. Хладагенты и их воздействие на окружающую среду // Молочная промышленность. 2016. №6. С.12-14.

11. Испаритель затопленного типа: А.С. №1143945 / Мизин В.М., Малявко Д.П., Сысоев В.Л. и др.: ЛТИХП и Черкасский завод холодильного машиностроения-№3551155/23-06;заявл. 09.02.83;опубл. 07.03.85., Бюл. №9(72).

12. Мизин В.М., Цветков А.А. Инновационные методы повышения эффективности существующих типов кожухогрубных аппаратов // Научный журнал НИУ ИТМО. Серия: Холодильная техника и кондиционирование. 2014. №3. С. 71-77.

13. Братуа Э.Г., Шерстюк В.Г.Основпые аспекты комплексного подхода к расширению применения аммиака в холодильной промышленности // Интерне!-газета Холодильщик.RU. 2009.№ 3(51).

14. Zahid Н. Ayub Current and future prospects of enhanced heat transfer in ammonia systems //International Journal of Refrigeration. 2008. № 31(4). P.652-657.

15. Татаренко Ю.В. Введение в математическое моделирование характеристик паровых компрессорных холодильных машин. СПб.:Университет ИТМО, 2015.100 с.

16. Маркова К.М., Татаренко Ю.В. Математическая модель паровой холодильной машины, работающая на различных рабочих веществах // VII Международная научно-техническая конференция «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке» (Санкт-Петербург, 17-20 ноября 2015 г.): Материалы конференции. 2015. Часть 1. С. 175-178.

17. Мизин В.М. Влияние гидродинамических условий на кипение различных рабочих веществ в испарителях затопленного типа // VII Международная научно-техническая конференция «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке» (Санкт-Петербург, 17-20 ноября 2015 г.): Материалы конференции. 2015.Часть 1.С. 165-168.

18. Малышев А. А., Мамченко В. О., Мизин В.М. , Потанина А.В., Девятов Т.И., Прошин С. И. Перспективные типы испарителей холодильных машии//Вестиик МАХ. 2013. №2 (47). С. 13-19.

19. Ciconkov R. Refrigeration: Solved Examples, Skopje, 2016.280 p.

20. Kakac S. Heat exchangers: selection, rating, and thermal design. Taylor Francis Inc, United States. 2012. 491 p

21. Кутателадзе C.C., Боришанский B.M. Справочник по теплопередаче. Книга по требованию, 2012. 415с.

22. Bolaji В.О., AkintaroA.O., Alamu O.J.. Olayanju. T.M.A Design and performance of a cooler refrigeration system working with ozone friendly refrigerant//The Open Thermodynamics Journal.2012. №6. pp. 25-32.

References:

1. Khozyainova Ye.L. Okhrana Ozonovogo sloya: Rossiya i Yevropa // Akademiya pedagogicheskikh idey Novatsi-ya. Seriya: Studencheskiy nauchnyy vestnik. 2017. №2. S. 12-39. (Khozyainova E.L. Protection of the Ozone Layer: Russia and Europe // Academy of Pedagogical Ideas Novation. Series: Student Scientific Herald. 2017. No2. S. 12-39. (In Russ.)]

2. Tsvetkov O.B., Laptev YU.A. Postkiotskiye tendentsii i sindromy ustoychivogo razvitiya tekhniki nizkikh temperatur. //Kholodil'nyy biznes. 2015. № 3. S. 22-27. [Tsvetkov O.B.. Laptev Yu.A. Post-Kyoto trends and syndromes of sustainable development of low temperature technology. // Refrigeration business. 2015. No. 3. P. 22-27. (In Russ.)]

3. Zhuli Sun, Qifan Wang et al. Energy and exergy analysis of low GWP refrigerants in cascade refrigeration system. Energy 170 (2019), 1170-1180

4. Mota-Babiloni A., Makhnatch P. Khodabandeh R. Recent investigations in HFCs substitution with lower GWP synthetic alternatives: focus on energetic performanceand environmental impact. Int J Refrig 2017; 82: 288e301.

5. Lee SJ, Shon BH, Jung CW. Kang YT. A novel type solar assisted heat pump using a low GWP refrigerant (R-1233zd <E)) with the flexible solar collector. Energy 2018; 149: 386e96.

6. Boyaghchi FA, Chavoshi M, Sabeti V. Optimization of a novel combined cooling, heating and power cycle driven by geothermal and solar energiesusing the water / CuO (copper oxide) nanofluid. Energy 2015; 91: 685e99.

7. Harby K. Hydrocarbons and their mixtures as alternatives to environmental unfriendly halogenated refrigerants: an updated overview. Renew Sustain Energy Rev 2017; 73: 1247e64.

8. Yari M, Mahmoudi SMS. Thermodynamic analysis and optimization of novel ejector-expansion TRCC (transcriti-cal C02) cascade refrigeration cycles (Novel transcritical C02 cycle). Energy 2011; 36 (12): 6839e50.

9. Gullo P, Elmegaard B. Cortella G. Advanced exergy analysis of a R744 booster refrigeration system with parallel compression. Energy 2016; 107: 562e71.

10. Babakin B.S., Voronin M., Belozerov A.G.. Babakin S.B.. Danilin V.I. Khladagenty i ikh vozdeystviye na okruzhayushchuyu sredu // Molochnaya promyshlennost'. 2016. №6. S.12-14. [Babakin B.S., Voronin M„ Belozerov A.G., Babakin S.B., Danilin V.I. Refrigerants and their impact on the environment // Dairy industry. 2016. No.6. S.12-14.

11. Isparitel' zatoplennogo tipa: A.S. №1143945 / Mizin V.M., Malyavko D.P., Sysoyev V.L. i dr.; LTIKHP i Cher-kasskiy zavod kholodil'nogo mashinostroyeniya-№3551155/23-06;zayavl. 09.02.83;opubl. 07.03.85., Byul. №9(72). [The flooded type evaporator: A.S. No. 1143945 / Mizin V.M.. Malyavko D.P., Sysoev V.L. and etc.; LTIHP and Cherkasy Refrigeration Engineering Plant — No. 3551155 / 23-06; 02/09/83; publ. 03/07/85., Bull. No. 9 (72). (In Russ.)]

12. Mizin V.M.. Tsvetkov A.A. Innovatsionnyye metody povysheniya effektivnosti sushchestvuyushchikh tipov ko-zhukhotrubnykh apparatov // Nauchnyy zhurnal NIU ITMO. Seriya: Kholodil'naya tekhnika i konditsionirovaniye. 2014. №3. S. 71-77. [Mizin V.M., Tsvetkov A.A. Innovative methods to improve the efficiency of existing types of shell-and-tube apparatuses // Scientific journal NRU ITMO. Series: Refrigeration and air conditioning. 2014. No3.S. 71-77. (In Russ.)]

13. Bratua E.G., Sherstyuk V.G.Osnovnyye aspekty kompleksnogo podkhoda k rasshireniyu primeneniya ammiaka v kholodil'noy promyshlennosti // Internet-gazeta Kholodil'shchik.RU. 2009.№ 3(51). [Bratua EG. Sherstyuk VG The main aspects of an integrated approach to the expansion of the use of ammonia in the refrigeration industry // Internet newspaper Kholodilshchik.RU. 2009.No 3 (51). (In Russ.)]

14. Zahid H. Ayub Current and future prospects of enhanced heat transfer in ammonia systems // International Journal of Refrigeration. 2008. No. 31 (4). R.652-657.

15. Tatarenko YU.V. Vvedeniye v matematicheskoye modelirovaniye kharakteristik parovykh kompressornykh kho-lodil'nykh mashin. SPb.:Universitet ITMO, 2015.100 s. [Tatarenko Yu.V. Introduction to mathematical modeling of the characteristics of steam compressor refrigeration machines. St. Petersburg: ITMO University, 2015.100 p. (In Russ.)]

16. Markova K.M., Tatarenko YU.V. Matematicheskaya model' parovoy kholodil'noy mashiny, rabotayushchaya na razlichnykh rabochikh veshchestvakh // VII Mezhdunarodnaya nauchno-tekhnicheskaya konferentsiya «Niz-kotemperaturnyye i pishchevyye tekhnologii v XXI veke» (Cankt-Peterburg, 17-20 noyabrya 2015 g.): Materialy konferentsii. 2015. Chast' I. S. 175-178. [Markova K.M.. Tatarenko Yu.V. A mathematical model of a steam refrigeration machine operating on various working substances // VII International Scientific and Technical Conference "Low-temperature and food technologies in the XXI century" (St. Petersburg, November 17-20, 2015): Conference proceedings. 2015. Part I. S. 175-178. (In Russ.)]

17. Mizin V.M. Vliyaniye gidrodinamicheskikh usloviy na kipeniye razlichnykh rabochikh veshchestv v ispa-ritelyakh zatoplennogo tipa // VII Mezhdunarodnaya nauchno-tckhnicheskaya konferentsiya «Nizkotempera-turnyyc i pishchcvyye tekhnologii v XXI veke» (Cankt-Peterburg, 17-20 noyabrya 2015 g.): Materialy konfer-

entsii. 2015.Chast' l.S. 165-168. [Mizin V.M. The influence of hydrodynamic conditions on the boiling of various working substances in flooded type evaporators // VII International Scientific and Technical Conference "Low-temperature and Food Technologies in the XXI Century" (St. Petersburg, November 17-20, 2015): Conference proceedings. 2015. Part l.S. 165-168. (In Russ.)l

18. Malyshev A. A., Mamchenko V. O., Mizin V.M., Potanina A.V., Devyatov T.I., Proshin S. I. Perspektivnyye tipy ispariteley kholodil'nykh mashin//Vestnik MAKH. 2013. №2 (47). S. 13-19. [Malyshev A. A., Mamchenko V. O., Mizin V. M. , Potanina A.V., Devyatov T.I., Proshin S.I. Promising types of evaporators for refrigerating machines//Vestni к MAX. 2013. No2 (47). S. 13-19. (In Russ.)

19. Ciconkov R. Refrigeration: Solved Examples, Skopje, 2016.280 p.

20. Kakac S. Heat exchangers: selection, rating, and thermal design. Taylor Francis Inc. United States, 2012.49 p

21. KutateladzeS.S., Borishanskiy V.M. Spravochnikpoteploperedache.Knigapotrebovaniyu, 2012. 415s. IKutateladze S.S., Borishansky V.M. Handbook of heat transfer. The book on consumption, 2012. 415s. (In Russ.)]

22. Bolaji B.O.. AkintaroA.O., Alamu O.J., Olayanju, T.M.A Design and performance of a cooler refrigeration system working with ozone friendly refrigerant//Tlie Open Thermodynamics Journal. 2012. No. 6. pp. 25-32.

Сведения об авторах:

Татареико Юлия Валептииовпа, кандидат технических паук, доцент, факультет низкотемпературной энергетики; e-mail: [e-mail]

Мизин Валерий Михайлович, кандидат технических наук, доцент, факультет низкотемпературной энергетики; e-mail: [e-mail]

Рачковский Никита Олегович, аспирант, факультет низкотемпературной энергетики; e-mail: [e-mail]

Information about the authors:

Julia V.Tatarenko, Cand.Sci. (Technical), Assoc.Prof., Faculty of Low Temperature Energy; e-mail: [e-mail]

Valeriy M. Mizin, Cand.Sci. (Technical), Assoc.Prof., Faculty of Low Temperature Energy; e-mail: [e-mail]

Nikita O. Rachkovskiy, Aspirant, Faculty of Low Temperature Energy; e-mail: [e-mail]

Конфликт интересов Conflict of interest.

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов. The authors declare no conflict of interest.

Поступила в редакцию 17.07.2019. Received 17.07.2019.

Принята в печать 10.09.2019. Accepted for publication 10.09.2019.

IOP Conference Series: Materials Science and Engineering

PAPER • OPEN ACCESS

Simulation investigation of a heat pump, operating on a low-temperature source of heat and a constant condensation pressure

To cite this article: N O Rachkovskiy efa/2019 IOP Conl. Ser.: Mater. Scl. Eng. 656 012044 View the article online for updates and enhancements.

This content was downloaded from IP address 158.46.208.50 on 06/12/2019 at 01:13

IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 656 (2019) 012044 doi: 10.1088/1757-899X/656/1/012044

Simulation investigation of a heat pump, operating on a low-temperature source of heat and a constant condensation pressure

N O Rachkovskiv1, Iu V Tatarenko1, V V Mitropov1, O S Naumova2 and K A Bordashev"

'Saint-Petersburg National Research University of Information Technologies, Mechanics and Optics, pr. Kronverksky, 49 197101, St. Petersburg, Russia 2Yaroslav-the-Wise Novgorod State University, ul. B. St. Peterburgskaya, 41 173003, Veliky Novgorod, Russia

'E-mail: [e-mail]

Abstract. The simulation investigation was carried out at the "Vapor Compression Heat Pump" stand, which allows simulating the annual cycle of operation of the heat pump. Values and further calculations were determined by the operating characteristics of the cycle. Calculations were made according to generally accepted dependencies. As a result of simulating the annual cycle of the heat pump operation, the operational and energy characteristics of the heat pump were determined under the specified conditions: maintaining the specified condensing pressure Pc= 1,31 MPa and the changing temperature of the low-potential heat source - water tw4, which varied from from - 0,3°C to + 10,1°C. Based on the obtained data, it was estimated the change in the heat pump coefficient of performance (COP) as a function of the low-grade heat source temperature, as well as the application potential of renewable energy sources.

1. Introduction

The source of heat for heating, ventilation and air conditioning systems is usually fossil fuel (gas, coal, peat, shale, oil), which is burned at power plants (GRES, TPP) to produce electricity and heat. The result is a deterioration of the environmental situation, both in the production area and in the combustion area. According to studies, life support systems consume about 50% of the total energy consumption in buildings [ 1 ]. These facts are the basis for the development of renewable energy sources.

Soil, rock, water and air can be used as a source of low-grade heat for the heat pump. These sources of energy are considered renewable.

Life-support systems that use groundwater or water bodies as a source of low-potential heat are advantageous in terms of energy efficiency [2J.

The temperature of the source of low-potential heat and its thermal power are important parameters affecting the energy efficiency and productivity of the heat pump [3]. A higher boiling point, which corresponds to the temperature of the source of low-grade heat, has a positive effect on the heating coefficient p (hereinafter referred to as the international term - coefficient of performance or COP), provided that the condensation temperature is kept constant [4]. The thermal power of the low-potential heat source affects the amount of heat output and the power consumption of the heat pump compressor

Content from this work may be used under the terms of the Creative Commons Attribution 3.0 licence. Any further distribution Ica^Ki^^Inf this work must maintain attribution to the author! s) and the title of the work, journal citation and DOI. Published under licence by IOP Publishing Ltd I

IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 656 (2019) 012044 doi: 10.1088/1757-899X/656/1/012044

drive. The amount of energy extracted from the source of low-grade heat affects its efficiency and payback period [5, 6].

In recent decades, the world has seen a trend of increasing the use of heat pumps, both in developed countries such as the United States, Japan, some countries of the European Union, and in developing countries. The people's Republic of China is a prime example of countries that pay attention to the alternative energy.

Recently, the People's Republic of China (PRC) has experienced a high level of urbanization, resulting in increased demand for thermal energy for heating, ventilation and air conditioning. 22% of all energy consumed in China falls on the operation of buildings, of which 60% is spent on life support systems. The coal-fired boilers for heating are gradually prohibited. Based on the above circumstances, heat pumps are an obvious alternative, and also have a high potential for development. The average cost of a heat pump installing is 50 - 65 us dollars per lm2 of the building area [7].

Over the past few years, China has paid attention to energy saving and greenhouse gas emissions. In this regard, a number of laws and regulations of the government were adopted:

The Renewable Energy Law of the People's Republic of China. 2005;

The Energy Conservation Law of the People's Republic of China, 2007;

Energy Conservation Regulations of Civil Buildings, 2008;

The Action Plan for China's Energy Strategy (2014-2020), 2014;

The Thirteenth Five-Year Plan for Development and Utilization of Geothermal Energy, 2017.

According to the national statistics of the PRC, by the end of 2016, more than 22,000 heat pumps with a serviced area of more than 487 million m m2 were installed.

It is necessary to note that over the past 10 years, the average annual sales of heat pumps in Italy were about 1300000 units (as of 2018). The heat pump market was stimulated by the introduction of a special tariff in 2014, that was available only to private consumers using the heat pump as the main heating system.

The review shows that in the Russian Federation (RF) it is necessary to pay more attention to this topic in connection with its active development in the countries close to the borders of the Russian Federation, and not only to them.

2. Results and discussion

Stand "Vapor compression heat pump" allows you to simulate the annual cycle of operation of the heat pump both in cooling mode and in heating mode, which makes it possible to obtain operating characteristics close to the actual.

The schematic diagram of the stand of the vapor compression heat pump is shown in figure 1 and includes the following main elements: a spiral compressor, a plate condenser, an evaporator, a source of low-grade heat - an isolated tank with cold water, a heat storage device - an isolated tank with hot water, a fan coil unit, an automatic control Board, shut-off and connecting valves, a set of control and measuring devices. The working substance circulating in the circuit is RI34a. The source of low-grade heat - insulated tank with cold water is equipped with electric heaters installed electric power of 6 kW and filled with 15% ethylene glycol solution - these measures allow you to maintain the desired temperature of the source of low-grade heat from negative to positive values of the liquid temperature. Heat storage is an insulated tank with hot water is filled with prepared tap water, purified from insoluble substances, it does not contain specific impurities. The cycle of the experimental stand in the h - Igp diagram with the main nodal points is shown in figure 2.

Registration of values was made at the steady-state operation mode: at constant value of pK, and also at constant value of temperature ts. It should be noted that the operating mode was determined by the temperature value of the low-potential heat source ts.

The aim of the study is to obtain and accumulate experimental data on the operation of the vapor compression heat pump cycle, as well as the values of the heating coefficient (transformation coefficient or conversion coefficient) of the steam compression heat pump in the conditions of maintaining a

IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 656 (2019) 012044 doi: 10.1088/1757-899X/656/1/012044

COP =

(2)

It should be noted that the conversion factor is the most important parameter in assessing the efficiency of the heat pump.

As a result of the experimental study data were obtained on the basis of which the performance data of the heat pump were built. The choice of a low-potential heat source temperature was based on the accumulated long-term climate data in different regions of Russia.

Figure 3 shows the dependence of the temperature change of the working substance in the first circulation circuit ti, h, fa, 14, is on the temperature of the source of low-potential heat f,. Analyzing the presented figure, it can be noted that the increase in the temperature of the source of low-potential heat ts leads to a reduction in the temperature difference between ti and 15, which positively affects the performance of the heat pump - this leads to an increase in the value of the heating coefficient. Temperature /3, t4 remain virtually unchanged, which confirms the maintenance of the given values of the condensation pressure during all the physics experiment.

0J 0.» 2.1 1.0 4.0 SO <.0 7.0 7.» 1.» 10,1 Temperature of low temperature heat sourse, °c -»-ti • a ' t3 -* m r5

Figure 3. Graph of the controlled temperatures of the working substance depending on the temperature of the low-grade heat source ts.

From figure 4 one can notice that with increasing value of temperature of low-grade heat source t, the controlled values of the temperature values at the inlet to the f„,2 capacitor are linearly reduced. The controlled values of the temperature values at the inlet d of the condenser t„j and the temperature at the outlet of the air heater /Hj increase in proportion to the increase in the temperature of the source of low-grade heat ts. The values of the above parameters when the temperature of the source of low-potential heat ts is 5.0°C and 6.0°C are out of the General series (linear approximations twi, />,2, twi), this is due to the influence of external factors on the system.

The data presented in figure 5 show that as the temperature of the low-potential heat source t, increases, the amount of heat transferred from the heat pump to the consumer increases. Linear approximation of the calculated data reflects the absencc of significant deviations.

Analyzing the data presented in figure 6, we can make the following conclusion: an increase in the temperature of the source of low-potential heat r„ leads to an increase in the value of the heating coefficient (conversion factor). The difference between the calculated values and the values of the linear approximation does not exceed 3%, which suggests a high accuracy of the values and calculations. There is a direct correlation between the values of the transmitted heat Q and the value of the conversion coefficient COP.

IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 656 (2019) 012044 doi: 10.1088/1757-899X/656/I/012044

Temperature of low temperature heat so jrse °c —♦— ml -»-tw2 —m-3 --- lmear (nrl) - linear (№2) — - linear (tw3)

Figure 4. Graph of the controlled parameters of the working fluid on the warm side of the heat pump depending on the temperature of the low-grade heat source ls. 4300

4200 4100 a 4000 3900 3100 3700 3600 3500 3400

0.3 2,1 3.0 4.0 5,0 «.0 7,0 7.9 ».9 »0.1

Temperature of low temperature heat sourse. °c • Q — linear (Q)

Figure 5. Characteristic of the dependence of heat transmitted to the consumer from the temperature of the source of low-potential heat U

3.100 3.000 2.900 £ 2.800 ° 2.700 2,600 2.500 2,400 2.300

0.3 0.9 2.1 3.0 4.0 5.0 6.0 7,0 7,9 S.9 10,1 Temperature of low temperature heat sourse, °c -♦ COP - lmear (COT)

Figure 6. The characteristic of the heating efficiency (COP) dependence from the temperature of the low-grade heat source U.

ISPCIET 2019_IOP Publishing

IOPConf. Series: Materials Science and Engineering 656 (2019)012044 doi: 10.1088/1757-899X/656/I/O 12044

3. Conclusion

As a result of the study, the values of the conversion coefficient of the Vapor compression heat pump in the conditions of maintaining a constant condensation pressure pK=l. 31 MPa and when the temperature of the low-potential heat source changes in the range from 0.3°C to 10.1°C, simulating the annual temperature of the natural source of low-potential heat.

The European Parliament adopted the "Directive on the use of renewable energy sources" in 2008, according to which the use of heat pumps with a conversion factor below the value of 2.875 is prohibited.

Taking into account the requirement of the Directive for European countries, the use of a heat pump on the working substance /?134o and condensation pressure pK = 1,31 MPa, possibly at a source of low-grade heat above 7°C.

After analyzing the values of sea water temperatures in different regions of the Russian Federation, it can be concluded that the use of a heat pump at the declared values is possible only in the coastal zone of the Black sea (Tuapse and Sochi) [8]. In the conditions of energy shortage in the southern regions of Russia as well as in order to reduce operating costs in the cold period of the year for heating in a mild winter in the design of new facilities and buildings, it is necessary to take into account the results of this study.

Reference

[ 11 Perez-Lombard L, Ortiz J and Pout C 2008 A review on buildings energy consumption

information Energy Build 40 394-398 [2J Neuberger P and Adamovsky R 2019 Analysis and Comparison of Some Low-Temperature Heat Sources for Heat Pumps Energies 12 1853

[3] Sivasakthivcl T, Murugcsan K and Thomas H R 2014 Optimization of operating parameters of

ground source heat pump system for space heating and cooling by Taguchi method and utility concept Appl Energy 116 76-85

[4] Zarrella A and De Carli M 2013 Heat transfer of short helical borehole heat exchnagers Appl

Energy 102 1477-1491

[51 Choi W. Ooka R and Nam Y 2018 Impact of long-term operation of ground-source heat pump on subsurface thermal state in urban areas Sustain Cities Soc 38 429-439

[6] Hepburn B D P, Sedighi M and Thomas H R 2016 Field-scale monitoring of a horizontal ground

source heat system Geothennics 61 86-103

[7] Zhaohong Fang et al 2019 IOP Conf. Ser.: Earth Environ. Sci. 249 012028

[81 Climate of the seas of Russia |Portal of the Unified state system of information on the situation in the world ocean] 2019 Available at: http://portal.esimo.ru

To The Question of the Use of Working Substances in Vapor Compressor Heat Pumps

N. O. Rachkovsky1,a) and Yu. V. Tatarenko1

[St. Petersburg National Research University of Information Technologies, Mechanics and Optics, 49, Kronverksky Pr., St. Petersburg 197101, Russia

"'Corresponding author: [e-mail]

Abstract. This article discusses the effect of changes in the temperature of the low potential heat source and the working substancc used on the performance of the heat pump. The value of coefficient of performance was obtained for each working substance under the same conditions. The following refrigerants were considered as working substance: R134a, R407C, R410a and R290. In article were identified working substance with closest values of the parameters.

INTRODUCTION

At present, in the countries of the European Union (EU) and the USA, as well as in the developed countries of Southeast Asia, alternative technologies using renewable energy sources are increasingly being used for heating buildings and structures [1-13]. Traditional methods of obtaining heat, such as oil, natural gas, shale and its derivatives, are used less and less as they are quite expensive (costs associated with production and transportation) or have certain limitations (inaccessibility, energy security of the region). Thus, the use of a vapor compressor heat pump is the most relevant alternative technology [14]. The source of heat for the vapor compressor heat pump can be low-grade heat, both of natural origin, and the result of human activity (sewage water, exhaust air of ventilation systems) [15-17].

In the Russian Federation, heat pumps are practically not used due to the low cost of traditional sources of heat, relative to export prices, and also due to the lack of domestic material and technical base for creating such systems.

The efficiency of the vapor compressor heat pump depends on the selected operating parameters and the working substance circulating in this system. It should be noted that in 2008 the European Parliament ratified the "Directive on the use of renewable energy sources", which was aimed at increasing the use of renewable energy sources in the EU. This document indicates that the recommended minimum value of COP is 2.875 [18]. It should be noted that EU countries consider energy efficiency and renewable energy sources as national priorities.

PURPOSE OF THE STUDY

Characterization of the vapor compressor heat pump and, on the basis of them, analysis, in particular, changes in the values of the theoretical conversion coefficient for a given value of the condensation temperature and the changing temperature of the low-potential heat source.

RESEARCH METHODS

In this work, the object of study is the vapor compressor heat pump. The source oflow-grade heat is water (the cold side of the heat pump), the source of high temperature is the intermediate heat carrier - circulating water (the warm side). The heat pump works with a single-stage compression of the working substance.

To study and analyze the operation of the vapor compressor heat pump, the most common working substances (refrigerants) were selected: R134a, R407C, R410a and R290.

Oil and Gas Engineering AIP Coni'. Proc. 2141, 030046-1-030046-5: hllps: Vdoi.org.'10.1063/1.5122096 Published by AIP Publishing. 978-0-7354-1884-4/S30.00

030046-1

THE RESULTS OF THE STUDY

The study was carried out in the following temperature range: the temperature of the low-potential heat source t|phs changed from -2 °C to + 10 °C; condensation temperature lc = 51 °C, useful heat Qvchp = 5 kW. The calculation results are presented in Table 1 and in Table 2. Qiphs is the heat transferred from the low-grade heat source to the working substance in the heat pump cycle, kW, W is the electrical power expended by the compressor to compress the working substance.

TABLE 1. The results of the calculations of the basic parameters of the cycle of the vapor compressor heat pump on

working substance R134 a and R410A

t|phs> °c R134a R410A

(W kW Qw», kW COP W. kW Qi„h„ kW COP W, kW

-2 5.0 3.456 2.215 1.519 3.359 2.080 1.615

-1 5.0 3.483 2.335 1.492 3.385 2.133 1.587

0 5.0 3.510 2.397 1.464 3.412 2.188 1.559

1 5.0 3.537 2.461 1.437 3.439 2.245 1.532

2 5.0 3.563 2.528 1.410 3.466 2.305 1.504

3 5.0 3.590 2.597 1.382 3.493 2.366 1.476

4 5.0 3.617 2.669 1.355 3.519 2.400 1.448

5 5.0 3.644 2.744 1.328 3.546 2.496 1.421

6 5.0 3.670 2.822 1.300 3.573 2.565 1.393

7 5.0 3.697 2.903 1.273 3.600 2.637 1.365

8 5.0 3.723 2.988 1.246 3.626 2.711 1.337

9 5.0 3.749 3.074 1.220 3.653 2.789 1.310

10 5.0 3.776 3.168 1.192 3.679 2.870 1.282

Based on the data presented in Table 1 and Table 2, the dependencies of the main characteristics of the vapor compression heat pump are constructed (Fig. 1-3). The method of constructing these characteristics is given in

the literature [19]

TABLE 2. The results of the calculations of the basic parameters of the cycle of the vapor compressor heat pump on _working substance R407C a and R290_

R407C R290

tlphi, °C Qvcbp, kW - Qtoto, kW COP W, kW Qteta, kW COP W. kW

-2 5.0 3.412 2.166 1.575 3.434 2.232 1.539

-1 5.0 3.439 2.222 1.547 3.461 2.291 1.511

0 5.0 3.466 2.280 1.520 3.488 2.352 1.483

1 5.0 3.493 2,340 1.493 3.516 2.415 1.456

2 5.0 3.520 2.402 1.465 3.543 2.481 1.428

3 5.0 3.547 2.467 1.438 3.570 2.550 1.400

4 5.0 3.574 2.534 1.410 3.597 2.621 1.373

5 5.0 3.601 2.603 1.383 3.624 2.694 1.345

6 5.0 3.624 2.676 1.356 3.651 2.771 1.318

7 5.0 3.654 2.751 1.328 3.678 2.851 1.290

8 5.0 3.681 2.829 1.301 3.705 2.934 1.263

9 5.0 3.708 2.910 1.274 3.731 3.021 1.235

10 5.0 3.735 2.995 1.247 3.758 3.111 1.208

030046-2

Figure 1 shows the dependence Qiphs = f(tlphi). Analyzing the graphs presented in Fig. 1, wc can say that the highest value of heal received from the source of low-grade heat QiphS has a steam-compressor heat pump operating on working substance R134a, the smallest value when operating on - R410A. The closest Qipll5 value in relation to the working substance R134a has a heat pump running on - R290.

tip^-C

-•—Qvchp R134a Qvchp R410A -«—Qvchp R.407C Qvchp R290 FIGURE 1. Dependence Qvchp = f (tlphs)

Figure 2 shows the dependence of W = f (tiphs). Analyzing the graph presented in Fig. 2, we can draw the following conclusion: the highest value of the consumed electric power consumed for the compression work of the working substance has the heat pump cycle on the working substance R410A, the lowest value when working on the working substance R134a. The closest value of W to the cycle on the working substance R134a has a cycle on the working substance R290.

-«-WR134a —W R-110A -»-WR407C WR290 Wc FIGURE 2. Dependence W = f (tlphs)

Figure 3 presents a graph of the dcpcndcncc COP = f (tlphs), which is the most indicative. Analyzing the graph presented in Fig. 3, we can draw the following conclusion: the heat pump cycle on the working substance R134a has the highest value of the conversion coefficient, and the lowest value when working on the working substance R410A. The difference of values on average is 9%. The closest COP value to the cycle on the working substance R134a has a cycle on the working substance R290. The difference of values on average is 1.8%.

030046-3

030046-4

A. Melindcr, Handbook on Indirect Refrigeration and Heat Pump Systems (Svcnska Kyltckniska Foreningcn, Kullavik. (2010).

S. Lilies, M. Llano, D.Williams, "Analysis of groundwater advection and ground-heat exchanger spacing on intermittent ground-source heat pump operation" in International Symposium on Energy Geotechnics, Springer Verlag, edited by A. Ferrcri ct al .(Lausanne, 2019) pp. 19-26 M. Cannistraro, E. Mainardi and M. Bottarelli, Eng. Probl. 5, 197-204 (2018). Montreal Protocol on substances that deplete the ozone layer.

Yu. V. Tatarenko, [Introduction to the mathematical modeling of the characteristics of vapor compressor

refrigerating machines}. (1TMO University, St. Petersburg, 2015). Russian.

Kigali amendment to the Montreal protocol on substances that deplete the ozone layer.

030046-5