Теплонасосна технологія енергозбереження

Потік утилізації скидання на виході з УУ характеризується деякою величиною , при цьому якщо подальша утилізація із залишковим ексергетичним потенціалом недоцільна і не передбачається, то цей ексергетичний потік включається в загальну величину .

У ряді випадків рекуперовані потоки ексергії можуть використовуватися не тільки в інших, пов'язаних з даною ТТУ установках або агрегатах (транзитна схема), але і передаватися на вхід в установку, яка і генерує скидний потік. Подібну схему утилізації ВЕР відноситимемо до типу рециркуляційних.

Якщо термічні параметри скидного потоку 1 близькі до умов навколишнього середовища, то установка утилізації повинна функціонувати за термотрансформаторною схемою і залежно від цільового призначення забезпечувати нагрів або охолоджування середовища споживача, або те і інше одночасно, але для різних середовищ. На рисунку 1.8 наведена схема ексергетичних перетворень при утилізації ВЕР за термотрансформаторною схемою.

Рисунок 1.8 - Схема ексергетичних перетворень при утилізації ВЕР за підвищуючою термотрансформаторною схемою



Як вже було зазначено, підвищуюча термотрансформація вимагає відповідно до другого закону термодинаміки підведення до утилізаційної установки компенсаційного потоку ексергії, . Результатом взаємодії і буде збільшення в УУ корисного потоку ексергії середовища споживача з вищим порівняно з температурним потенціалом.

Як і для рекупераційної схеми, збільшення потоку ексергії середовища, що виходить з УУ, може не тільки використовуватися в інших, пов'язаних з даною ТТУ (або не пов'язаних з нею) установках або агрегатах, але і передаватися на вхід в ТТУ, яка генерує скидний потік, рис.1.9.

Рисунок1.9-Схема ексергетичних перетворень рециркуляційної термотрансформації потоку ВЕР

В останньому випадку ексергію має безпосередньо середовище утилізаційного потоку (утиліт), наприклад, вторинна пара випарної установки після його рекомпресії. Таким чином, термотрансформаторні схеми утилізації теплових ВЕР у режимі теплового насоса можна розділити теж на два принципово різних типи: транзитний і рециркуляційний. Для першого типу підвищуюча термотрансформація є перенесенням теплоти скидного потоку на вищий температурний рівень за допомогою іншої, циркулюючої у закритому контурі речовини (холодоагента) або термотрансформація за так званою закритою теплонасосною схемою. У термотрансформації рециркуляційного типу, як зазначено вище, бере участь тільки утилізоване середовище, і подібна схема має також назву відкритої теплонасосної.

Необхідно відзначити, що зображені на схемах рис. 1.8, 1.9 ексергетичні потоки на виході з установки утилізації відповідають варіантам застосування парокомпресійних або термоелектричних теплових насосів. Для теплових насосів сорбційного типу дані схеми адекватні умовам функціонування установки утилізації, що включає пристрої для скидання теплоти конденсації у навколишнє середовище без якої-небудь подальшої утилізації, тобто ексергію потоку через конденсатор відносимо до втрат.

Якщо ж на шляху стікання тепла з конденсатора в навколишнє середовище в кількості застосовуватиметься додаткова утилізаційна установка, то схема повинна доповнюватися ще одним потоком ексергії на виході з основної УУ.

Подібний підхід використовується при формалізації схем утилізації ВЕР з метою генерації холоду, що наведені на рис.1.10.

Рисунок 1.10 - Схема ексергетичних перетворень при утилізації ВЕР для холодопостачання

Дана схема відповідає застосуванню тепловикористовуючої холодильної машини як утилізаційної установки. Генерація холоду у вигляді приросту потоку ексергії охолоджуваного середовища реалізується за рахунок утилізації теплоти скидного потоку ТТУ, і підведення деякої частки механічної роботи, N_У і супроводжується появою на виході з установки нових скидних потоків нижчого температурного рівня з ексергією і , як це має місце для сорбційних холодильних машин. При використанні в утилізаційних проектах пароежекторних або вихрових холодильних машин на виході матимемо тільки один потік з ексергією . Як і для теплонасосних схем, ексергетичні потоки , можна не вводити в розгляд окремо, якщо вони скидаються в навколишнє середовище без утилізації, оскільки в цьому випадку їх можна віднести до категорії дисипативних втрат утилізаційної установки.

Представлена методика схематизації утилізаційних рішень може бути так само використана і для комбінованих варіантів будь-яких поєднань рекуперації і термотрансформації.

Проте необхідно відмітити, що в реальних технологіях зв'язки теплотехнічного устаткування між собою складніші, і введення у технологічну схему нової установки утилізації вимагає її повного ув'язування з іншими елементами. Ширший аспект впливу утилізаційної установки може виявитися в зміні існуючої інтеграції різних теплоносіїв і охолоджуваних середовищ. При цьому не виключається виявлення додаткових шляхів зниження загального енергоспоживання.

1.6.2 Ексергетичні критерії енергоефективності

Термодинамічна ефективність термомеханічних систем, у тому числі і систем, пов'язаних з використанням ВЕР, оцінюється величиною втрат енергії від зовнішньої і внутрішньої незворотності. Значно поширений для цих цілей ентропійний метод термодинамічного аналізу дозволяє обчислити вказані втрати за величиною приросту ентропії [26, 14, 49].

При використанні ексергетичного методу термодинамічного аналізу вказані втрати дорівнюють різниці ексергії за вхідними і вихідними умовами стану системи. Практична перевага ексергетичного підходу полягає в тому, що обчислюване зменшення ексергії дає відразу значення втрат перетворюваної енергії і дозволяє зіставляти їх з підведеною кількістю цієї перетворюваної енергії, тобто набувати абсолютного і відносного значення втрат.

Для оцінки досконалості процесу або установки в техніці широко використовується поняття коефіцієнта корисної дії (к.к.д.), яке дозволяє однією величиною охарактеризувати досконалість перетворення енергії.

Можливість правильної оцінки дають лише вирази, складені з термодинамічно рівноцінних величин, тобто тільки з ексергії. Лише такий к.к.д. (ексергетичний) набуває в ідеальному випадку оборотного процесу значення, що дорівнює одиниці. За відхиленням від цього граничного значення можна судити про втрати, які можна було б понизити або зовсім усунути шляхом досконалішого проведення процесу або поліпшення конструкції установки.

На відміну від численних публікацій, у яких поняття ексергетичного к.к.д. інтерпретується за працями Я. Шаргута і В.М. Бродянського [55, 59, 9], у цьому посібнику використовуються формулювання і термінологія, запропоновані М.Мораном, Д.Тсатсаронісом, А.Бежаном та іншими сучасними представниками світової ексергетичної школи [61, 64, 69].

При проведенні ексергетичного аналізу на рівні компонентів системи сформовані нові поняття замість понять вхідний і вихідний ексергетичні потоки, а саме «паливо» (англ.-fuel) і «продукт» (англ.-product).

До поняття ексергії палива для k-го елемента системи () входять:

- ексергія всіх перериваних потоків на вході в даний елемент, включаючи ексергію енергетичного потоку, спожиту в даному елементі;

- все зменшення ексергії між входом і виходом для безперервних ексергетичних потоків;

- усі збільшення ексергії між вхідними і вихідними потоками, які не відповідають цілям цього елемента.

У поняття ексергії продукту () входять:

- ексергія всіх потоків, що виходять з даного елемента, включаючи ексергію енергетичного потоку, вироблену в даному елементі;

- все збільшення ексергії між входом і виходом для безперервних енегетичних потоків, що забезпечують цільове призначення елемента.

Поняття «паливо» і «продукт» можуть бути поширені і для системи в цілому ().

На базі даних понять сформульовані такі основні критерії при проведенні ексергетичного аналізу для довільного (k-го) елемента системи:

- ексергетичний баланс k-го елемента:

; (1.41)

- абсолютна деструкція ексергії (англ.-exergy destruction) як функція від термодинамічної недосконалості процесу:

; (1.42)

- абсолютні втрати ексергії (англ.-exergy losses) , що виникають при зовнішньому контакті елемента системи з навколишнім середовищем (неадіабатність умов при теплообміні та ін.);

- головний критерій, що замінює термін ексергетичного к.к.д., - ексергетична ефективність

, (1.43)

або з урахуванням балансового рівняння (1.41)



.(1.44)

1.6.3 Ексергетична ефективність утилізаційних енергоперетворень

Відповідно до методології, викладеної в розділі 1.6.2, запишемо рівняння, що характеризує ексергетичні перетворення для теплотехнічних систем, наведених на рисунках 1.7-1.10.

Для утилізаційної схеми з рекуперацією теплоти і механічної роботи (рис. 1.7) можна записати за компонентами:

– ексергія потоку палива:

, (1.45)

; (1.46)

- ексергія потоку продукту:

, (1.47)

; (1.48)

- ексергетична ефективність компонентів:

, (1.49)

; (1.50)

- для системи в цілому:



. (1.51)

Приріст ексергетичної ефективності для подібної утилізаційної системи оцінюватиметься завжди додатною величиною

. (1.52)

При розгляді утилізаційної схеми із застосуванням термотрансформації з метою нагріву середовища споживача (рис. 1.8) маємо:

- рівняння для , , записуються за виразами (1.45), (1.47), і (1.49);

– ексергія потоків палива і продукту для установки утилізації:

, (1.53)

; (1.54)

– ексергетична ефективність утилізаційної установки

; (1.55)

- ексергетична ефективність для системи в цілому:

. (1.56)



Приріст ексергетичної ефективності для даної утилізаційної схеми матиме місце при виконанні умови:

, (1.57)

що в наведеній формі відповідає нерівності, тобто ексергетична ефективність утилізаційної установки повинна бути вище за базову теплотехнічну установку.

Розглянемо ексергетичні критерії для рециркуляційної термотрансформаторної схеми згідно з рисунком 1.9:

- ексергія потоків палива для компонентів:

, (1.58)

; (1.59)

- ексергія потоків продукту для компонентів:

, (1.60)

; (1.61)

- ексергетична ефективність для компонентів:

, (1.62)



. (1.63)

Для даної схеми характерна особливість, що полягає в тому, що скидний потік базової теплотехнічної установки належить до категорії потоку продукту, а не палива, як це мало місце в попередніх двох утилізаційних схемах;

- ексергетична ефективність ТТУ+УУ:

. (1.64)

Включення в продукт системи величини має чисто методологічний характер, оскільки цей ексергетичний потік знаходиться усередині системи і не перетинає меж контрольної поверхні. У даному випадку за фізичною суттю система генерує цей потік, який після компенсації деструкції і втрат витрачається в системі на подальше перетворення нової маси потоку 2 між входом і виходом.

Таким чином, при визначенні ексергетичної ефективності для рециркуляційних схем необхідно виконувати умову рівності ексергії потоку продукту для базової установки і для її функціонування в сукупності з утилізаційною установкою.

Зіставлення ексергетичної ефективності за рівняннями (1.64) і (1.62) дозволяє сформулювати умову термодинамічної ефективності циркуляційної термотрансформації ВЕР:

. (1.65)

Для схеми ексергетичних перетворень на рисунку 1.10 прийнятий варіант використання як утилізаційної установки абсорбційної холодильної машини. Для базової ТТУ, як і для схем на рис. 1.7 і 1.8, мають місце одні й ті самі вирази для , і . Що стосується подібних критеріїв для утилізаційної установки, то необхідно відзначити, що два потоки з ексергією на вході і , циркулюючі через абсорбер і конденсатор відповідно, мають збільшення ексергії на виході, але цей нагрів не відповідає цільовому призначенню утилізаційної установки і тому належить до категорії палива. Таким чином, запишемо:

- ексергія потоку палива утилізаційної установки:

; (1.66)

- ексергія потоку продукту утилізаційної установки:

(1.67)

- ексергетична ефективність утилізаційної установки:

; (1.68)

- ексергетична ефективність системи ТТУ+УУ:

. (1.69)

Умова приросту ексергетичної ефективності при доповненні до базової ТТУ утилізаційної установки виражається у вигляді .



1.7 Термоекономічний аналіз і оптимізація утилізаційних проектів

1.7.1 Загальні положення методології термоекономіки

Для будь-яких типів термомеханічних систем класичні методи термодинамічного моделювання достатньо відомі і знайшли широке застосування. Проте апарат класичної термодинаміки в більшості випадків виявляється недостатнім для вирішення завдань проектування і проектної оптимізації.

Питання поєднання термодинамічних і економічних розрахунків, що завжди привертають увагу фахівців, реалізовані у формі об'єднання ексергетичного аналізу і економічної теорії під назвою термоекономіка (ексергоекономіка) [68, 62].

Термоекономічний аналіз є найбільш досконалим у порівнянні з іншими методами визначення ефективності термомеханічних систем. Методи термоекономіки дозволяють визначити шляхи скорочення вартості системи як на етапі її створення, так і в подальшій експлуатації.

Створення нових технологічних систем, і реконструкція базових, наприклад, з метою утилізації вторинних енергоресурсів вимагає забезпечення максимальних значень не тільки показників енергетичної ефективності, але і показників реального економічного ефекту, тобто щоб остаточно ухвалені рішення були якнайкращими (оптимальними) з розглянутих.

Оптимізація будь-якої енергоперетворюючої системи означає пошук схемного рішення і модифікацію параметрів з метою мінімізації сумарної вартості продукту, що виробляється даною системою за певних технічних і еколого-економічних граничних умов.

При створенні системи і її оптимізації повинна бути визначена деяка функція від змінних величин, які і повинні бути мірами свободи для аналізу і оптимізації. Ці змінні не завжди незалежні одна від одної, тому їх потрібно розглядати одночасно або вводити узагальнені параметри.

У термоекономіці як функція оптимізації на стадії проекту використовується функція, яка описує вартість отримуваної продукції в системі, в якій задіяно три групи змінних: термодинамічного аналізу (потоки ексергії палива і продукту); проектування і виробництва (фінансові потоки, пов'язані з капітальними і експлуатаційними витратами); економічного аналізу (ціни вказаних потоків, сформовані ринком). Кожна з перелічених груп змінних має власні методи формування величин і для виконання термоекономічного аналізу представляється відповідними моделями.

Термодинамічна модель описується ексергетичним балансом системи, і на її базі досліджується ступінь досконалості процесів, що відбуваються в компонентах системи, і оцінюються можливі межі збільшення енергоефективності.

Економічна модель, застосовувана в термоекономіці, відрізняється від моделі, традиційно використовуваної в техніко-економічному аналізі. Вартість фінансових потоків в економічній моделі термоекономічного аналізу описується залежністю

г.о./год (г.о./рік, (1.70)

де - капітальні (інвестиційні) витрати системи за одиницю часу (capital investment);

- витрати на енергоносії для функціонування системи, що розглядаються за одиницю часу;

- витрати на ремонт і обслуговування, також за одиницю часу (operation maintenance);

г.о. - грошова одиниця, застосовувана для розрахунків.

У свою чергу, величини і можуть бути представлені різними функціональними залежностями [33, 34], в яких враховуються основні показники інвестиційних операцій, пов'язані з дисконтуванням, податками, страхуванням та ін.

Основною сполучною ланкою між термодинамічною і економічною моделями в термодинаміці є ексергетична вартість, що базується на тому, що поняття ексергії беруть як основу для формування витрат в енергоперетворюючих системах, що і приводить до поняття ексергетичної вартості.

Для вхідних і вихідних матеріальних потоків, пов'язаних з перетворенням ексергії у даній системі або окремому його компоненті, а також при передачі потужності N або тепла рівняння вартості записуються у вигляді

, (1.71)

, (1.72)

(1.73)

(1.74)

де , , , - середні ціни ексергії з розмірністю г.о./кВтг (г.о./ГДж).

Як видно з наведених рівнянь, в ексергетичній вартості ціна пов'язана з кожним етапом перетворення ексергії. У ряді випадків враховують також неексергетичні витрати, пов'язані з розглядуваним матеріальним потоком і в цьому випадку в ексергетичну вартість включають величину неексергетичної вартості.

Основним рівнянням термоекономіки є рівняння балансу ексергетичної вартості. Воно може бути записане як для системи в цілому, так і для кожного компонента цієї системи.

Баланс ексергетичної вартості для k-го компонента системи показує, що сума вартостей, пов'язаних зі всім процесом перенесення ексергії, дорівнює сумі вартостей усіх входів ексергії плюс відповідна вартість фінансових потоків, пов'язаних з капітальними і експлуатаційними витратами.

Наприклад, для компонента, що отримує тепловий потік і проводить роботу, можна записати

. (1.75)

Враховуючи, що вартість будь-якого ексергетичного потоку (вхідного або вихідного) визначається добутком ціни ексергії цього потоку (питомій вартості ексергії) і величини ексергії потоку, рівняння (1.75) запишиться у вигляді

. (1.76)

Ексергетичні потоки , , , , що входять і виходять в k-й компонент, розраховуються в ексергетичному аналізі. Величина , отримана при первинному розрахунку капітальних витрат, витрат на експлуатацію і ремонт, пов'язаних з даним компонентом і віднесених до одиниці часу роботи системи (рік або година).

Що стосується цін , , ,, то при аналізі будь-якого компонента припускають, що ціна ексергії відома для всіх вхідних потоків. Ці ціни відомі з аналізу компонентів, з яких цей потік виходить або, якщо потік входить у систему, від вартості закупівлі цього потоку.

Невідомі величини, які повинні бути розраховані за допомогою балансу вартості для k-го компонента - це ціни ексергії вхідних потоків, включаючи ціну або , якщо потужність або тепло вироблені у даному компоненті. Коли число вхідних потоків більше одиниці, то для розрахунку вказаних цін необхідні допоміжні рівняння. Такі рівняння базуються на прийнятих в термоекономіці групі правил і постулатів.

1.7.2 Критерії термоекономічного аналізу

При виконанні термоекономічного (ексергоекономічного) аналізу на рівні компонентів даної системи на першому етапі визначають показники ексергетичного аналізу, наведені в розділі 1.6.2. Що стосується критеріїв, що визначають термоекономічні характеристики компонента, то вони записуються такими виразами:

– ціна потоку ексергії палива

; (1.77)

– ціна потоку ексергії продукту

; (1.78)

- вартість, пов'язана з деструкцією ексергії

;(1.79)

- вартість, пов'язана з втратами ексергії

; (1.80)

- сумарна вартість, пов'язана з деструкцією і втратами ексергії



; (1.81)

- відносна відмінність вартості ексергії продукту і ексергії палива

; (1.82)

- абсолютна зміна ціни потоку робочої речовини при проходженні через k-й елемент визначається залежно від головної умови проведення аналізу

, (1.83а)

якщо і

, (1.83б)

якщо ;

– ексергоекономічний чинник, який вказує на джерело формування вартості в k-му компоненті системи

. (1.84)



У даних рівняннях - ціна ексергії продукту, що визначається досконалістю роботи системи, а - ціна ексергії палива, що визначається ринковою ціною на використовуване джерело енергії.

Ексергоекономіка передбачає можливість проведення оптимізації компонента у відриві від системи в цілому шляхом використання ексергоекономічного чинника , максимально можливе значення якого при існуючих обмеженнях відповідає поняттю «оптимальний компонент».

При проведенні термоекономічного аналізу доцільно вартість потоку ексергії продукту розглядати у вигляді двох складових

, (1.85)

де - складова від ціни палива;

- складова від інвестиційних і експлуатаційних витрат.

Реалізація термоекономічних розрахунків базується на використанні ряду методів, одним з яких є метод питомої ексергетичної вартості (SPECO-метод). Концепція даного методу передбачає такі покрокові процедури:

- крок 1: виділяються межі термомеханічної системи і визначаються параметри всіх матеріальних і енергетичних потоків, що перетинають межу даного компонента і системи в цілому;

- крок 2: визначаються потоки палива і продукту, деструкції і втрат ексергії, ексергетична ефективність, вартість капітальних і експлуатаційних фінансових потоків;

- крок 3: складаються рівняння балансу ексергетичної вартості, вибираються додаткові рівняння і розраховується середня ціна ексергії продукту і інші критерії термоекономічного аналізу;

-крок4: виконується покомпонентний аналіз термоекономічних критеріїв і виконуються оптимізаційні розрахунки шляхом внесення змін параметрів у термодинамічній і економічній моделях.

Приклади використання термоекономічної оптимізації наведені в [33, 37].

1.8 Контрольні питання і завдання

1. Навести приклади технологічних процесів з генерацією вторинних енергоресурсів таких видів:

а) паливних;

б) теплових;

в) надлишкового тиску.

2. Перелічити параметри, необхідні для розрахунку теоретичного енергопотенціалу скидного потоку повітря після сушильної установки.

3. Сформулювати особливості розрахунку теоретичного енергопотенціалу:а) для потоку водяної пари;

б) для потоку продуктів згорання водогрійного котла;

в) для потоку вологого повітря опалювального приміщення.

4. Пояснити поняття «ексергія потоку речовини» і «ексергія теплового потоку».

5. Сформулювати відмітні ознаки рекуперативних і термотрансформаторних схем утилізації ВЕР.

6. До якої категорії утилізаційних систем можна віднести установку, що містить таке устаткування:

а) паротурбінну установку на низькотемпературній робочій речовині (фреони, пентан та ін.);

б) паровий ежектор;

в) термосифон;

г) пристрій з використанням ефекту Ж. Ранка;

д) пристрій з використанням ефекту Т. Зеєбека;

е) пристрій з використанням ефекту Ж. Пелтьє.

7. Для схеми теплотехнічних потоків брагоректифікаційної установки (рис. 1.3) скласти схему ексергетичних перетворень:

а) всієї системи;

б) компонента БРУ;

в) компонента «парогенератор».

8. Скласти розрахункове рівняння для визначення деструкції і втрат ексергії за схемами на рисунках 1.7 - 1.10.

9. Перелічити головні чинники, що впливають на приріст ексергетичої ефективності за даними схемами.

10. Проаналізувати, як вплинуть на ексергетичну ефективність системи (ТТУ+УУ) за варіантом рисунка 1.9 нижче наведені зміни температурного режиму нагріву середовища споживача теплоти в утилізаційній установці:

а) підвищення температури на виході ;

б) підвищення температури на вході .

11. Скласти балансові рівняння ексергетичної вартості для утилізаційних компонентів систем, наведених на рисунках 1.7 - 1.10.

12. Сформулювати мету визначення ексергоекономічного чинника для проведення оптимізації розглядуваного компонента системи.

13. На якому кроці SPECO-методу необхідно розраховувати значення питомих ексергій матеріальних потоків, що перетинають межі досліджуваного компонента системи?

Розділ 2. ТЕПЛОВІ НАСОСИ І УСТАНОВКИ

2.1 Загальні відомості

Проблема забезпечення потреби в паливно-енергетичних ресурсах включає комплекс завдань із пошуку і розроблення альтернативних джерел енергії і впровадження раціональних способів зниження їх втрат.

Одним з ефективних способів економії паливних ресурсів, а також захисту навколишнього середовища є широке впровадження теплонасосних установок, в яких низькопотенціальні теплові потоки перетворяться в потоки з вищим температурним рівнем.

Тепловим насосом називається технічна система, що реалізовує підвищуючу термотрансформацію низькопотенціального теплового потоку.

Теплові насоси не є теплогенеруючими пристроями і не виробляють енергію у формі тепла. Навпаки, здійснюваний у теплових насосах теплоперенос можливий лише з витратою енергії, форма якої залежить від принципу, покладеного в основу їх функціонування.

Необхідно відзначити, що в більшості типів теплових насосів підвищується температурний рівень практично потоків анергії, тоді як для цього витрачаються найцінніші потоки енергії-стовідсоткові ексергетичні потоки.

Відомо, що отримання названих енергетичних потоків з викопного палива супроводжується виробленням теплоти, і тому теплові насоси не можуть конкурувати з когенераційними енергетичними системами у загальній концепції енергозабезпечення різних сфер життєдіяльності. Але в рамках використання теплових вторинних енергоресурсів теплові насоси поза сумнівом можуть розглядатися як найбільш прості і оптимальні пристрої.

Термін "тепловий насос", безумовно, не відображає сутності фізичних процесів, а просто символізує абстрактне уявлення про перекачування нематеріального потоку з температурою як параметром інтенсивності.

Теплові насоси дозволяють використовувати поновлювану низькотемпературну енергію навколишнього середовища на потреби більш високотемпературного об'єкта.

Основні сфери застосування теплових насосів: системи гарячого водопостачання, опалювання, цілорічного кондиціонування повітря, а також ряд промислових технологій.

Тепловий насос не є автономно працюючим пристроєм, а є основним компонентом більш загальної системи під назвою теплонасосна установка, в яку, окрім теплового насоса, входять устаткування, прилади і комунікації, що забезпечують експлуатаційні зв'язки теплового насоса з низькопотенціальними джерелами теплоти і об'єктами споживання навантаження.

На рисунку 2.1 наведена спрощена схема теплонасосної установки для опалювання приміщення

Рисунок 2.1 Схема теплонасосної установки:

I - система підведення теплоти на термотрансформацію;

II - система термотрансформації (тепловий насос);

III - система споживача теплового навантаження;

Н - насос; В - випарник; КМ - компресор;

КД - конденсатор;

РВ - регулюючий вентиль; ТМ - теплова мережа



Відповідно до рисунка 2.1 теплонасосна установка наведена у вигляді трьох взаємозв'язаних систем на базі теплового насоса парокомпресійного типу. Система I забезпечує подачу утилізованого середовища у випарник теплового насоса, в даному варіанті воду з природного водоймища. У випарнику за рахунок теплообміну між водою і робочою речовиною (холодоагентом) вода охолоджується і по лінії нагнітання скидається у водоймище.

У системі II тепловий потік, відібраний від води у випарнику, витрачається на кипіння рідкої фази холодоагента. Пара, що виходить з випарника, надходить у компресор, де відбувається підвищення його термічних параметрів до необхідного рівня термотрансформації. Далі пара надходить в конденсатор теплового насоса, де його конденсація забезпечується шляхом передачі теплоти середовищу споживача, циркулюючої через опалювальну мережу системи III.

Принципово теплонасосна установка може працювати в режимі холодильної машини і, таким чином, мати ширше функціональне призначення, наприклад, для цілорічного кондиціонування повітря.

Наведений на рисунку 2.1 технічний комплекс, який ми називаємо теплонасосною установкою, при реверсуванні напряму потоку холодоагента перетворюється в холодильну установку, призначенням якої буде охолоджування приміщення шляхом перенесення теплоприпливів з приміщення до води водоймища, тобто скидання в навколишнє середовище. Для реалізації подібного реверсування режиму роботи в теплонасосній установці передбачається досить простий пристрій перемикання комунікацій, що забезпечує незалежність роботи компресора і взаємозаміну функцій між конденсатором і випарником.

Теплові насоси, як і будь-які інші термомеханічні системи, можуть бути класифіковані за рядом ознак, головною з яких, поза сумнівом, є принцип дії. За цією ознакою розрізняють:

-парокомпресійні (ПКТН);

-абсорбційні (АТН);

-струминні (СТН);

-термоелектричні (ТЕТН).

Оптимізація енергоефективності при застосуванні теплових насосів і установок привела до виділення ще однієї важливої ознаки - валентності режиму теплового насоса в загальній схемі теплопостачання (теплогенерації);

-моновалентні - тільки тепловий насос;

-бівалентні - з додатковим джерелом теплоти.

Різновидом бівалентного режиму роботи є моноенергетичний режим. Для подібного режиму тепловий насос і додатковий теплогенератор використовують один і той самий вид енергоносія, як правило, електроенергію.

При використанні як утилізованого середовища природних джерел, а середовищем споживача є вода або атмосферне повітря, теплові насоси позначають у вигляді:

- повітря - повітря, повітря - вода;

- ґрунт - повітря, ґрунт - вода;

- вода-повітря, вода-вода.

У деяких випадках теплові насоси класифікують за типом привода:

- електропривід;

- двигуни внутрішнього згорання;

- турбопривід.

Реалізація проектів теплопостачання із застосуванням теплонасосних систем вимагає технологічного ув'язування об'єкта споживання теплового навантаження і джерела низькопотенціальної теплоти. Техніко-економічні показники подібного проекту багато в чому залежатимуть від двох температурних рівнів:

- температури утилізованого середовища на вході в

тепловий насос, Т _1y;

-кінцевої температури нагріву середовища споживача Т_2п.

У таблицях 2.1 і 2.2 наведені орієнтовні дані за названими температурами.

Таблиця 2.1 - Характеристика температурного потенціалу утилізованих середовищ для теплонасосних установок

Джерела низькопотенціальної теплоти	t1у, 0С
Атмосферне повітря Повітря витяжної вентиляції приміщень Ґрунт Ґрунтові води Вода шахтного водовідливу Вода природних водоймищ Стічні води Вода систем оборотного водопостачання Геотермальні води Технологічні скидання рідин і газів Теплоносій сонячних колекторів	-10…+15 15…25 5…10 8…15 20…24 4…17 10…17 25…40 40…65 40…70 20…40

Таблиця 2.2 - Характеристика рівня нагріву середовища споживача теплоти

Вид теплотехнології	Середовище	t2п, 0С
Опалювання підлогове Опалювання нагрітим повітрям Опалювання з фенкойлами (конвекторами) Опалювання батарейне Гаряче водопостачання виробниче Гаряче водопостачання побутове Тепломасообмінні процеси (сушіння)	вода повітря вода вода вода вода робочі речовини	25…35 25…30 40…55 70…100 50…80 45 80…120

Можливості і економічна доцільність застосування теплонасосних установок залежать від кліматичних і географічних особливостей, рівня розвитку економіки, паливно-енергетичного балансу, співвідношення цін на основні види палива і електроенергії та інших чинників [27, 37, 60, 48, 24, 13].

Згідно із прогнозами Світового енергетичного комітету до 2020 р. 75% комунального і виробничого теплопостачань у розвинених країнах здійснюватиметься за допомогою теплових насосів. У даний час у світі працює близько 20 млн теплових насосів різної потужності - від декількох кіловат до сотень мегават.

Найбільшого поширення у країнах з помірним кліматом набули повітряно-повітряні реверсивні теплонасосні установки, призначені для опалювання і літнього кондиціонування повітря. Для країн з дешевою електроенергією характерне застосування великих теплонасосних установок у системах центрального теплопостачання. У зв'язку з тенденцією зростання цін на енергоресурси починає інтенсивно розвиватися використання для теплових насосів привода від газового двигуна.

Основні зарубіжні виробники теплонасосного устаткування - фірми GENERAL ELECTRIC, LENOX (США); CARRIER (Франція); SULZER, VIESSMANN (Німеччина), METRO, DANFOS (Данія), BUDERUS (Швейцарія). В Україні теплові насоси випускає ВАТ "РЕФМА", м. Мелітополь.

2.2 Парокомпресійні теплові насоси

2.2.1 Принцип дії і функціональна схема одноступін-частого теплового насоса

Принцип дії теплового насоса парокомпресійного типу базується на енергообміні робочої речовини з джерелами низької і високої температур. При цьому робоча речовина, холодоагент, здійснює зворотний термодинамічний цикл з витратою механічної роботи.

Відмітною особливістю подібних теплових насосів є зміна агрегатного стану робочої речовини з огляду на те, що більшість процесів проходять в області насиченої пари.

Розглянемо ідеальний зворотний термодинамічний цикл для термотрансформаторів підвищую чого, типу до яких належить і тепловий насос, рисунок 2.2.

Рисунок 2.2 Ідеальний цикл підвищуючого термотрансформатора в T,s-діаграмі:

а) - холодильної машини;

б) - теплового насоса;

в) - комбінованої установки;

1,2,3,4 - вузлові точки процесів, що складають цикл

На даному рисунку Т, s - діаграмі наведено три варіанти циклу Карно для підвищуючих термотрансформаторів. Їх відмінність полягає в підтримці різних рівнів температур конденсації, Т_к і кипіння холодоагента Т_в стосовно температури навколишнього середовища, Т_о.с.

За варіантом "а", що відповідає режиму холодильної машини, температура кипіння холодоагента у випарнику завжди нижча за температуру навколишнього середовища, а температура конденсації близька до температури навколишнього середовища, тобто Т_в <Т_о.с., Т_к Т_о.с.

Неважко бачити, що термотрансформатор у режимі теплового насоса функціонує з вищими значеннями Т_к і Т_в, не змінюючи при цьому структури циклу, Т_в Т_о.с, Т_к >Т_о.с.

Комбінований варіант "в" свідчить про можливість одночасного "вироблення" тепла і холоду при відповідній підтримці рівнів температур конденсації і кипіння холодоагента.

Функціональна схема парокомпресійного теплового насоса показана на рисунку 2.3, там само наведено зображення процесів у Т,s - і p,i - діаграмах.

Рисунок 2.3 - Функціональна схема одноступінчастого ПКТН:

а) - схема теплового насоса;

б) - процеси в T,s- діаграмі;

в) - процеси в р,i- діаграмі;

А-утилізоване середовище; Б - середовище споживача теплового навантаження;

КМ - компресор; КД - конденсатор; ПК - переохолоджувач конденсату; РТ - регенеративний теплообмінник; РВ - регулюючий вентиль, В - випарник.

На схемі також позначені відповідні стани середовища споживача теплового навантаження , , і утилізованого середовища 1у, 2у.

Застосування в схемі теплового насоса переохолоджувача конденсату дозволяє більш повно використовувати тепловий потенціал сконденсованого холодоагента. Проте при невисоких значеннях різниці температур виходу і входу середовища споживача, Т_2п - Т_1п10^оС, установка переохолоджувача конденсату не завжди економічно доцільна.

Важливу роль у тепловому насосі виконує регенеративний теплообмінник. Включення його в схему, з одного боку, дозволяє зменшити втрати від незворотності в процесі дроселювання, а з іншого - забезпечити гарантований перегрів пари перед їх надходженням у всмоктуючу порожнину компресора. За відсутності перегріву холодоагента може відбуватися випад його невипаровуваної рідкої фази разом з краплями масла в робочий об'єм компресора. Для машин об'ємного типу це приводить при всмоктуванні до зменшення продуктивності, а при нагнітанні - до гідравлічного удару.

У будь-якому випадку пониження температури конденсату перед дроселюванням за рахунок установки переохолоджувача і регенеративного теплообмінника забезпечує вихід насиченої пари холодоагента з дросельного пристрою з нижчим ступенем сухості, що є позитивним чинником для роботи випарника з внутрішньотрубним кипінням.

2.2.2 Енергетичний баланс і коефіцієнт перетворення

Для розгляду енергетичного балансу теплового насоса введемо такі позначення:

- тепловий потік, що відводиться від утилізованого середовища у випарнику;

- теплопродуктивність теплового насоса, що є тепловим потоком, переданим від холодоагента середовищу споживача в конденсаторі і переохолоджувачі конденсату (якщо він включений у схему);

N_пр - потужність привода компресора;

G_У - масова витрата утилізованого середовища;

G_П - масова витрата середовища споживача;

- тепловий потік, обумовлений теплообміном між зовнішніми поверхнями устаткування і комунікацій теплового насоса і зовнішнім середовищем (втрати тепла в навколишнє середовище);

- тепловий потік, що відводиться в навколишнє середовище системою охолоджування компресора (оболонка, маслоохолоджувач та ін.).

Розглянемо тепловий насос у межах системи, обмеженої контуром «а», рисунок 2.4

Рисунок 2.4 - Схема енергообміну теплового насоса із зовнішніми системами

Рівняння першого закону термодинаміки для даної потокової системи запишеться у вигляді

. (2.1)

У свою чергу теплопродуктивність і тепловий потік у випарнику можна виразити через параметри відповідних середовищ:

, (2.2)

. (2.3)

Після підстановки отримаємо таке рівняння енергетичного балансу;

. (2.4)



У більшості випадків у компресорах для теплових насосів охолоджування не передбачається, а величиною можна нехтувати, враховуючи тенденцію до комплектації устаткування в теплоізольованому контейнерному блоці. Таким чином, рівняння (2.4) набуває найбільш використовуваного вигляду

(2.5)

або

. (2.6)

Даний вираз розкриває економічний сенс термотрансформації: тепловий потік, передаваний нагріваючому середовищу, складається з низькопотенціальної теплоти поновлюваних або скидних джерел і деякої частини енергії у розмірі теплового еквівалента потужності приводного двигуна.

При використанні в тепловому насосі маслозаповненого гвинтового компресора потік середовища споживача розгалужується на конденсатор з переохолоджувачем і на маслоохолоджувач. У цьому випадку компонент в рівнянні 2.4 приєднується до теплових потоків в конденсаторі і переохолоджувачі , і балансове рівняння набуває вигляду

. (2.7)

Аналіз рівняння 2.5 показує, що теплопродуктивність теплового насоса збільшується із зростанням енерговитрат на привід компресора, і на перший погляд термодинамічна досконалість компресора не має істотного значення. Проте, енергоефективність будь-яких термомеханічних систем вимагає зіставлення корисного ефекту і енергетичних витрат на його реалізацію. Подібним показником для теплового насоса є коефіцієнт перетворення, названий також коефіцієнтом трансформації , що представляє відношення теплопродуктивності до потужності привода:

. (2.8)

Останнім часом в інформаційних джерелах, присвячених тепловим насосам, все частіше використовується позначення коефіцієнта перетворення в його абревіатурі англійської транскрипції, введене в [34], а саме СОР (Coefficient of Performance), тобто .

Для ідеального циклу теплового насоса коефіцієнт перетворення не залежить від теплофізичних властивостей робочої речовини і визначається рівнянням

_ід= Т_к / (Т_к -Т_в). (2.9)

Даний вираз характеризує межу показника енергоефективності теплового насоса при підтримці вибраних рівнів температур у конденсаторі і випарнику. З нього також випливає, що досягнення високих значень коефіцієнта перетворення можливо при зближенні температури конденсації до температури кипіння холодоагента будь-якого вигляду і для теплового насоса будь-якого принципу дії.

Співвідношення між коефіцієнтами перетворення реального і ідеального циклів називають ступенем термодинамічної досконалості теплового насоса :

. (2.10)



Для попередньої оцінки величини дійсного коефіцієнта перетворення можна використовувати узагальнену напівемпіричну залежність [24]:

= 0,74, (2.11)

яка базується на рівнянні

, (2.12)

де- індикаторний і механічний к.к.д. компресора теплового насоса;

- к.к.д. приводного двигуна.

Зв'язок між тепловими потоками середовищ і може бути отриманий з рівнянь (2.5) і (2.8) у вигляді

. (2.13)

2.2.3 Вибір розрахункових температур циклу

Як випливає з попереднього розділу, енергоефективність теплового насоса головним чином залежить від температурних рівнів Т_к і Т_в.

У свою чергу, вказані температури пов'язані з температурами середовищ, які вступають у теплову взаємодію з холодоагентом у тепловому насосі.

З урахуванням недорекуперації при теплообміні температура кипіння холодоагента у випарнику обчислюється за залежністю



, (2.14)

де - температура утилізованого середовища на вході у випарник;

- охолоджування утилізованого середовища у випарнику;

- різниця температур між утилізованим середовищем на виході з випарника і температурою кипіння холоадагента, обумовлена недорекуперацією теплоти.

Що стосується величини , то її визначення залежить від умов використання утилізованого середовища після випарника. Якщо дане середовище є потоком води системи оборотного водопостачання, то в цьому випадку температура відома за технологічним регламентом, і величина однозначно визначена.

При використанні як утилізованого середовища рідких або газоподібних речовин із скиданням їх після випарника в природні водоймища або навколишнє середовище, величина підтримується в межах 5-8^оС відповідно забезпеченню мінімальних втрат на зовнішню незворотність при теплообміні у випарнику.

Величина залежить в основному від конструкції випарника і для кожухотрубних апаратів «вода-холодоагент» береться такою, що дорівнює 5^оС. Для випарників трубчасто-ребристого або пластинчасто-ребристого типу «повітря-холодоагент» =8-10^оС. У будь-якому випадку вибір типу випарника повинен переслідувати мету підтримки мінімуму , що, зрештою, призводить до зниження споживаної потужності привода теплового насоса.

Аналогічний підхід використовується і для вибору температури конденсації холодоагента.



, (2.15)

де - температура середовища споживача теплового навантаження на виході з конденсатора теплового насоса. У переважній більшості випадків ця температура задається при розрахунку або виборі теплового насоса;

- недорекуперація в зоні початку конденсації; для рідких середовищ 5^оС, для газоподібних 10^оС.

Окрім температур кипіння і конденсації, при розрахунку циклу теплового насоса необхідно вибрати температуру всмоктування в компресор і температуру переохолодження конденсату Т₄.

Температура всмоктування визначається з урахуванням перегріву холодоагента в регенеративному теплообміннику за залежністю

. (2.16)

Температура переохолодження конденсату пов'язана з температурою входу середовища споживача у вигляді дотримання умови, обумовленого неповнотою теплообміну

, (2.17)

де менше значення береться для рідких середовищ, а більше - для газоподібних.

Приклад 2.1

Визначити орієнтовні значення теплопродуктивності, коефіцієнта перетворення і ступеня термодинамічної досконалості теплового насоса за таких умов:

- утилізоване середовище - вода річки, розрахункова температура на вході у випарник 10^оС, масова витрата 10 т/год;

- середовище споживача теплового навантаження - водопровідна вода системи гарячого водопостачання з температурою надходження 15^оС і випуску 45^оС.

Розв'язання

За рівняннями (2-14) і (2-15) визначаємо: Т_в=10-5-5=0^оС (273 К) - при виборі випарника кожухотрубного типу; Т_к=45+5=50^оС (323 К). За рівнянням (2.11) обчислюємо

Беремо і теплоємність води в інтервалі температур і такою, що дорівнює с_у=4,19, кДж/кгК визначаємо тепловий потік у випарнику:

=кВт.

Для визначення теплопродуктивності використовуємо рівняння (2.13):

кВт;

;.

2.2.4 Вибір робочих речовин

Вибір робочої речовини (холодоагента) для теплового насоса парокомпресійного типу базується на відповідності властивостей холодоагента певною вимогою для двох основних температурних рівнів і .

Названі вимоги полягають у такому:

· тиск у випарнику для вибраного значення температури повинен бути більше атмосферного тиску. За умови виникнення вакуумного режиму у всмоктувальній лінії теплового насоса відбуваються натікання в систему повітря і атмосферної вологи, що істотно погіршує роботу устаткування. Вакуумний режим є неприпустимим при використанні як робочих речовин чистих вуглеводнів і їх сумішей;

· тиск конденсації пари холодоагента за умовами нормативів технічної безпеки неповинен перевищувати 16 бар. За умовами термодинамічної ефективності бажано підтримувати температуру конденсації не більше ніж 85% від критичної [45].

При виборі холодоагента враховуються також два основні екологічні показники:

· коефіцієнт дії на озоновий шар атмосфери, що позначається надалі ODP (Ozone Depletion Potential), який, як правило, розглядається стосовно рівня для R11 або R12;

· коефіцієнт глобального потепління, позначуваний GWP (Global Warming Potential), або його модифікацію для холодоагентів HGWP (Halocarbon Global Warming Potential). Для цих коефіцієнтів також зазначається речовина для порівняння, як правило, діоксид вуглецю СО₂, R11, R12.

Міжнародною організацією зі стандартизації (ISO) розроблена спеціальна система позначень холодильних агентів [45]. Згідно з цією системою речовині, використовуваній як холодоагент привласнюється буква найменування R, або слово Refrigerant, і група цифр певного кодування за числом атомів фтору, водню і вуглецю для гідрохлорфторвуглеводів (HCFC) і гідрофторвуглеводів (HFC, CFC). Також існують певні позначення для холодоагентів неорганічного походження і різних сумішей.

З рисунка 2.2 випливає, що верхній температурний рівень теплових насосів вищий, ніж у холодильних машинах, тому для того щоб забезпечити стабільність холодоагента і невисокий тиск конденсації, застосовують в основному високотемпературні холодоагенти, до яких належать речовини, що мають нормальну температуру кипіння (при тиску 760 мм рт.ст.) зверху -10^оС. Проте більшість високотемпературних холодоагентів (R11, R113, R114, R142в, R216) мають у своїй структурі атоми хлору і належать до категорії озоноруйнуючих речовин з обмеженнями щодо їх використання.

У теплових насосах також можливе використання средньотемпературних холодоагентів з нормальною температурою кипіння (-50ч-30)С. Це стосується бівалентних і каскадних теплових насосів і, безумовно, холодильно-теплонасосних установок.

Посилення екологічних вимог до холодоагентів привело до розроблення і випуску нових гідрофторвуглеводів і їх сумішей (SUVA HFC-125, (SUVA HFC-134а, HFC-152а, HFC-236fа, R407C та ін.). Разом із поширеними гідрохлорфторвуглеводами, які тимчасово допустимі за показником ODP (R22, R142в) для теплових насосів, можна використовувати нові холодоагенти SUVA HСFC-124, SUVA HСFC-123, HСFC-141в, HСFC-245fa.

У таблиці 2.3 наведені показники найбільш прийнятних галоїдних похідних вуглеводнів (фреонів) для теплових насосів, де показники ODP і HGWP взяті по відношенню до R11, показник GWP - по відношенню до СО₂.

Таблиця 2.3

Позначення холодо-агента за ASHRAE	Критичні параметри	Темпера-тура насичення, оС	Екологічні показники	Заміняючі холодоагенти
	Ркр, бар	Ткр, оС	Р=1 бар	Р=16 бар	ОDР	(100років)
R125	39,2	67,7	-48,5	32	0		R22
R22	51,73	96,13	-40,8	42	0,05		-
R134а	40,7	101,0	-26,5	57	0		R12
R124	36,14	122,2	-12,1	78	0,02		R114
R142в	41,38	136,45	-9,8	85	0,07		-
R236fa	32,0	124,92	-1,44	91	0		R114 R142в
R123	37,3	184,0	27,9	130	0,02		R11
R245ca	39,3	174,4	25,1	-	0		R11
R245fa	36,5	154	15,1	-	0		R11
E245cb1	28,9	133,7	5,9	-	0		R11

Певні переваги серед робочих речовин для теплових насосів мають неазеотронні суміші фреонів, що характеризуються зміною температури у процесах фазових переходів (кипіння і конденсації). Ці переваги виявляються в можливості підтримки менших різниць температур між середовищами уздовж поверхні теплообміну.

У таблиці 2.4 наведені деякі термодинамічні і екологічні характеристики ряду неазеотропних сумішей фреонів. З огляду на те, що вони мають при тиску 16 барів невисокі значення температури конденсації, їх можна рекомендувати до використання у теплонасосних установках з бівалентним режимом роботи і установках комбінованого типу.

Таблиця 2.4 - Показники групи фреонових сумішей

Позначення холодоагентів за ASHRAE	Компонент	Температура насичення при Р=100кПа, оС	Темпера-тура насичення, при Р=1600кПа, оС	Екологічні показники
	масова частка в %	рід.	пар	рід.	пар	ОDР R12=1	GWP СО2=1
R401А (SUVA MP-39)	R22 53	R152а 13	R124 53	-33,3	-27	53,9	58,2	0,03	0,973
R401В (SUVA MP-66)	R22 61	R152а 11	R124 28	-34,9	-28,9	51,5	55,6	0,035	1,062
R407С	R32 23	R125 25	R134а 52	-43	-37	37	42	0	1,526
R408А	R22 47	R125 7	R143а 46	-44,5	-44,1	37,9	38,2	0,026	2,649
R409А	R22 60	R142в 15	R124 25	-34	-26	52	57	0,05	1,288

Економічні і екологічні аспекти вибору робочих речовин для холодильної і теплонасосної техніки істотно активізували застосування чистих вуглеводнів і їх сумішей [56, 5, 30, 50]. Так, наприклад, згідно з [5] використання в тепловому насосі суміші пропан-бутану замість R22 приводить до підвищення коефіцієнта перетворення на 5-10%. Великі можливості пов'язують також із застосуванням суміші ізобутану і діоксиду вуглецю [30] і аміаку із селективними добавками RС138 або R600a [8].

Наведений у таблицях 2.3, 2.4 потенціал глобального потепління характеризує тільки прямий ефект дії холодоагента. Разом із непрямим ефектом за рахунок емісії парникових газів при виробництві первинної енергії, необхідної для функціонування теплового насоса, використовується еквівалент глобального потепління TEWI (Total Equivalent Warning Impact). Для TEWI є розрахункові залежності [23, 33].

У таблиці 2.5 дані основні термодинамічні характеристики вуглеводнів.

Таблиця 2.5 - Показники чистих вуглеводнів

...