Теплонасосна технологія енергозбереження

Назва	Позначення як холодоагентів	Критичні параметри	Температура насичення	Молекулярна маса
		Ркр, бар	Ткр, 0С	Р=1 бар	Р=16 бар
Н-пропан	R290	42,69	96,81	-41,97	40	44,1
Ізобутан	R600а	37,4	134,9	-6,2	81	58,12
Н-бутан	R600	37,79	152,01	-0,55	102	58,12
Н-пентан	R4(13)0	33,89	196,62	36,05	145	72,15

У таблиці 2.6 наведені розрахункові порівняльні дані [5] трьох основних холодоагентів для теплового насоса, що працює на опалювальну систему. Значення коефіцієнта перетворення визначені за рівнянням

, (2.18)

дер= р_к-р_в- різниця тиску конденсації, р_к і тиску у випарнику р_в.

Таблиця 2.6 - Порівняння показників високотемпературних холодоагентів

Тв	Тк	Робоча речовина	рв	рк		Примітки
оС	оС		кПа	кПа
10	70	R142в R236fа R600	208 160 145	1126 984 820	3,57 3,36 3,95
10	90	R142в R236fа R600	208 160 145	1775 1565 1210	2,14 2,01 2,55	Рк 16 бар доп
20	90	R142в R236fа R600	296 230 220	1775 1565 1210	2,55 2,86 2,94	Рк > 16 бар

- відношення питомої теплоти пароутворення при температурі кипіння холодоагента у випарнику до питомого об'єму сухої насиченої пари при даній температурі.

Розрахунок за рівнянням (2.18) передбачає наявність у схемі теплового насоса регенеративного теплообмінника. Коефіцієнт А у рівнянні (2.18) залежить від перегріву пари; для хлорфторвуглеців А=1,72, для н-бутану і н-пентану можна брати більші значення перегріву пари і відповідно А=1,85-1,9.

Використання рівняння (2.18) дозволяє визначити коефіцієнт перетворення без розрахунку вузлових точок циклу, що спрощує завдання у разі застосування сумішей холодоагентів, коли немає можливості звертатися до діаграм стану.

Температурний діапазон застосування робочої речовини також обмежується допустимими співвідношеннями тиску конденсації і кипіння:

* ,

* .

Гранична різниця тиску визначає навантаження на робочі елементи компресора, а ступінь підвищення тиску впливає на об'ємні і енергетичні коефіцієнти компресора і роботу, що витрачається. Рівень і характер зміни величин і для різних режимів роботи теплового насоса із застосуванням різних холодоагентів наведені в таблиці 2.7.

Таблиця 2.7 - Співвідношення тисків у теплових насосах

Тв	Тк	R22	R134а	R142в	R600	R4(13)0 Н-пентан
оС	оС
0		4	16,7	5,1	12	5,4	6,5	4,8	4,5	7,8	2,1
10	55	3,2	15	3,6	10,8	3,8	5,9	3,8	4,2	5	1,9
20		2,4	12,6	2,6	9,2	2,7	5	2,8	3,7	3,3	1,7

Тв	Тк	R142в	R600	R600а	Н-пентан	Н-бутан
оС	оС
40		3,3	12,4	3,96	11,4	3,3	12,6	3,2	3,6	4	3,6
50	90	2,5	10,7	2,6	8,1	2,6	11,2	2,3	3	3	3,1
60		2	8,7	2	6,6	2	9,2	1,8	2,4	2,2	2,6



Як видно з таблиці 2.7, застосування вуглеводнів як холодоагентів раціонально тільки для теплонасосних режимів теплотехнічних установок, де мають місце великі рівні як температури конденсації, так і температури кипіння.

У таблиці 2.8 наведені розрахункові дані за рівнянням (2.18) для коефіцієнта перетворення теплового насоса, що функціонує на нормальному пентані або на його бінарній суміші з н-бутаном при температурі конденсації 100^оС, тобто за умов, коли звичайні холодоагенти типу СFС або НСFС практично непридатні.

Наведені результати дозволяють розглядати бутан-пентанові суміші як найбільш перспективні робочі речовини для верхніх гілок каскадних теплових насосів, а також для термотрансформаторів на базі струменевої термокомпресії.

Таблиця 2.8 - Порівняння показників н-пентану і його суміші з н-бутаном

Тв	Тк	Рв	Рк		r(Тв)	(Ти)	qV	Aqv	0,27Рв+
оС	оС	кПа	кПа	кПа	кДж/ кг	м3/кг	кДж/ кг	кДж/ кг	кПа	-
Н-пентан (R4(13)0))
40	100	120	584	464	340	0,47	723	1374	492,4	2,8
50	100	160	584	424	335	0,37	905,4	1720	467,2	3,68
60	100	215,8	584	368,2	331	0,281	1178	2238	426,5	5,24
R600+R4(13)0 50/50
50	100	299	659	360	335,5	0,225	1487	2827	440,7	6,41
60	100	392	659	267	330	0,1	3300	6270	472	13,3

Приклад 2.2

Використовуючи умови прикладу 2.1, підібрати холодоагент для розглядуваного теплового насоса.

Розв'зання

Виписуємо температурні рівні: Т_в=0⁰С; Т_к=50⁰С

З таблиці 2.3 по умові Т_к ближче всего хладагент R134а. Перевіряємо умови: Т_в Т(р=1бар); Т_к ? 0,85Т_кр 0^оС - 26,5 ⁰С.

0,85Т_кр=0,85(101+273)=317,9К 45^оС Т_к -( умова не виконується).

Розглянемо хладагент R124: 0^оС -12,1^оС;

0,85(122,2+273)=336К=63^оС Т_к (умова виконується).

Можна також вибрати R142в, R236fа, але всі вони поступаються R134а за екологічними показниками.

З таблиці 2.5 для розглядуваних умов підходять ізобутан і н-бутан.

Остаточний вибір проводиться на базі порівняльних розрахунків.

2.2.5 Розрахунок питомих і режимних параметрів циклу

Відповідно до рисунка 2.3 будь-який процес циклу парокомпресійного теплового насоса може бути охарактеризований зміною не тільки термічних параметрів р, , Т, але і калоричних- h,s. Різниця питомих ентальпій ізобарних процесів є показником зміни питомої енергії і широко використовується при термодинамічному аналізі термомеханічних систем.

Для розглядуваного циклу питомі параметри визначаються за такими залежностями:

_* питоме теплове навантаження на випарник

q_в=h₇-h₆; (2.19)

_* питоме теплове навантаження на конденсатор

q_кд=h₂-h₃; (2.20)



* питоме теплове навантаження на переохолоджувач конденсату

q_пк=h₃-h₄; (2.21)

* питома теплопродуктивність

q_т= q_кд+ q_пк=h₂-h₄; (2.22)

* питоме теплове навантаження на регенеративний теплообмінник

q_рт=h₁-h₇; (2.23)

* питома ентальпія в положенні 5 визначається з балансового рівняння для регенеративного теплообмінника;

h₁-h₇= h₄-h₅,

h₅=h₄-( h₁-h₇); (2.24)

* питома робота рівноважного адіабатного стиснення (при s= const і q^тр=0)

_s=h_2s=h₁, (2.25)

де h_2s- питома ентальпія холодоагента в кінці процесу ізоентропного стиснення. Її визначають за діаграмою для точки 2s, що має параметри p_2s = p_к і s_2s=s₁;

q^тр - теплота, еквівалентна роботі проти сил внутрішнього тертя.

Визначення параметрів холодоагента в кінці реального адіабатного стиснення ( q^тр0 ) вимагає обліку приросту ентропії (s^тр) за рахунок незворотності. Одним із поширених методів вказаного обліку є введення в розрахунок адіабатного к.к.д._s:

, (2.26)

де h₂- питома ентальпія холодоагента в кінці реального адіабатного стиснення.

Для охолоджуваних компресорів приріст ентропії у процесі стиснення обумовлений не тільки внутрішньою безповоротністю, але і теплообміном із зовнішніми джерелами. У цьому випадку для розрахунку для розгляду вводять більш загальний показник реальності процесу - відносний внутрішній к.к.д. , який для окремого випадку s=const і q^тр=0 рівний адіабатному, тобто =.

З урахуванням вище зазначеного питома робота реального процесу стиснення на основі енергетичного балансу компресора запишеться у вигляді

l=(h₂-h₁)+q_ox, (2.27)

де q_ox - питомий тепловий потік, що відводиться від стискуваного холодоагента охолоджуваному середовищу в процесі 1-2.

З рівняння (2.27) випливає вираз для обчислення стану в точці 2:

h₂=h₁+. (2.28)

На стадії попереднього розрахунку задають величину в діапазоні 0,7-0,85, а величиною q_ox нехтують, тобто q_ox =0.

Надалі, після вибору компресора виконується повторний розрахунок h₂ і всього циклу з використанням реальних значень індикаторного к.к.д. , параметрів системи охолоджування компресора і газодинамічних опорів.

Для переходу в розрахунку від питомих навантажень до повних необхідно визначити масову витрату холодоагента в колі циркуляції теплового насоса .

Визначення масової витрати холодоагента залежно від виду режимного параметра, що задається, виконується за рівняннями, зведеними в таблицю 2.9.

Таблиця 2.9 - Рівняння для визначення

Режимний параметр, задаваний для розрахунку	Рівняння для масової витрати холодоагента
Теплопродуктивність
Масова витрата середовища споживача Gп
Тепловий потік від утилізованого середовища
Масова витрата утилізованого середовищаGy
Об'ємна продуктивність компресора за умовами всмоктування

У даних рівняннях позначено:

с_п- середня теплоємність середовища споживача в інтервалі температур Т_2п і Т_1п;

с_у- середня теплоємність утилізованого середовища в інтервалі температур Т_1у і Т_2у;

- питомій об'єм холодоагента в стані точки 1 (на всмоктуванні в компресор);

Після визначення масової витрати холодоагента можна знайти решту всіх режимних параметрів теплового насоса. Для варіанта із заданою теплопродуктивністю :

- теплове навантаження на випарник



; (2.29)

- теплове навантаження на конденсатор

; (2.30)

- теплове навантаження на переохолоджувач конденсату

; (2.31)

-теплове навантаження на регенеративний теплообмінник

; (2.32)

- ефективна потужність компресора

; (2.33)

де - ефективний к.к.д. компресора і, у свою чергу:

- відносний внутрішній к.к.д.;

- механічний к.к.д.;

- к.к.д. передачі між компресором і приводним двигуном;

- споживана потужність приводного двигуна

(2.34)

де - к.к.д. приводного двигуна;

- масова витрата нагріваючого середовища (середовища споживача)



; (2.35)

- об'ємна витрата нагріваючого середовища

, (2.36)

де - щільність нагріваючого середовища при температурі Т_2П;

- масова витрата утилізованого середовища

; (2.37)

- об'ємна витрата утилізованого середовища

=G_y/, (2.38)

де - щільність утилізованого середовища при її середній температурі у випарнику;

- об'ємна продуктивність компресора за умовами всмоктування

; (2.39)

- дійсний коефіцієнт перетворення теплового насоса

(2.40)

За тепловими навантаженнями вибираються або розраховуються теплообмінні апарати, що входять до складу теплового насоса. За значеннями N_пр вибирається приводний двигун, а за об'ємними витратами насоси, вентилятори і компресори.

Приклад 2.3

Виконати розрахунок питомих і режимних параметрів циклу парокомпресійного теплового насоса для таких умов: G_y=10т/год; утилізоване середовище - вода з Т_1у=35⁰С, середовище споживача - вода опалювальної системи, Т_1П=50⁰С, Т_2П=70⁰С, холодоагент R600а (ізобутан), компресор неохолоджуваний.

Розв'язання

Схема ПКТН і зображення процесів у p,i-діаграмі відповідають рисунку 2.3. На підставі рівнянь (2.14-2.17) визначаємо основні температури: Т_в=20⁰С; Т_к=75⁰С; Т₁=35⁰С; Т₄=55⁰С. Після побудови циклу в діаграмі і розрахунків, термічні і калоричні параметри для вузлових точок циклу зведемо в таблицю 2.10.

Таблиця 2.10 - Параметри у вузлових точках ПКТН

Номер точки	р, бар	T, 0С	h, кДж/кгК	s, кДж/кК	, м3/кг
1	3,7	35	608	2,38	0,125
2s	12,5	79	668	2,38
2	12,5	91	683	2,47
3	12,5	75	385	1,6
4	12,5	55	331	1,45
5	12,5	48	313	1,37
6	3,7	25	313	1,38
7	3,7	25	590	2,32

Для прийнятого значення =0,8 визначаємо i₂ з рівняння (2.28):

h₂=608 + 683 кДж/кг.

Питома ентальпія в точці 5 (рівняння 2.24)

h₅=331-(608-590)=313 кДж/кг.

Використовуємо дані таблиці для визначення питомих параметрів циклу за рівняннями (2.19-2.28):

q_в=590-313=277 кДж/кг; q_кд=683-385=298 кДж/кг;

q_пк=385-331=54 кДж/кг; q_т=298+54=352кДж/кг;

q_рт=331-313=18 кДж/кг; l_s=668-608=60 кДж/кг;

l_ц=l₂=683-608=75 кДж/кг.

За рівнянням з таблиці 2.9 обчислюємо масову витрату холодоагента (для Т_2у=30⁰С і с_у=4,174 кДж/(кгК))

кг/с.

За рівняннями (2.29-2.40) обчислюємо режимні параметри циклу (для с_п=4,181 кДж/(кгК);

=983 кг/м³; =994,8 кг/м³.

=0,2093277=57,972 кВт;

=0,2093кВт;

=0,209354=11,301кВт;

=62,367+11,301=73,668кВт;

N_пр=16,522/0,95=17,392 кВт;

кВт

G_п=73,668/(4,18120)=0,881 кг/с=3,171т/год;

V_п=0,881/983=0,87 10^-3м³/с=3,226м³/год;

;

=0,2093 0,125=0,02616 м³/с=1,57м³/хв;

;

.



2.2.6 Ексергетичні характеристики

На рисунку 2.5 наведені схеми ексергетичних перетворень для теплового насоса і теплонасосної установки відповідно до методології, наведеної в розділі 1.6.

Рисунок 2.5 - Схеми ексергетичних перетворень для теплового насоса і теплонасосної установки парокомпресійного типу

У межах контура теплового насоса (рис.2.4) ексергетичні критерії записуються такими рівняннями:

* ексергія потоку палива

; (2.41)

* ексергія потоку продукту

; (2.42)

* ексергетична ефективність

; (2.43)

* ексергія потоку деструкції і втрат



. (2.44)

Для теплонасосної установки на вході в систему має місце ексергетичний потік , який враховує споживання механічної роботи на привод устаткування для переміщення утилізованого середовища і середовища споживача (насоси, вентилятори). Відповідні рівняння для розрахунку ексергетичних критеріїв ТНУ записуються у вигляді:

* ексергія потоку палива

; (2.45)

* ексергія потоку продукту

; (2.46)

* ексергетична ефективність

; (2.47)

* ексергія потоку деструкції і втрат

(2.48)

За умов, коли потік утилізованого середовища на виході з випарника теплового насоса надалі скидається до параметрів навколишнього середовища, величину Е_2У можна віднести до деструкції і втрат ексергії. У цьому випадку рівняння (2.43) набуває вигляду



. (2.49)

Якщо параметри утилізованого середовища на вході у випарник близькі або дорівнюють параметрам навколишнього середовища (Т_1У=Т_О.С і Р_1У=Р_О.С) рівняння для ще більше спрощується:

(2.50)

Використовуючи зв'язок між потужністю і теплопродуктивністю теплового насоса (рівняння 2.8) можна записати

. (2.51)

Виражаючи питомі ексергії і питомі ентальпії для середовища споживача через термічні параметри, рівняння (2.51) матиме вигляд

, (2.52)

де - температурна функція середовища споживача, що розраховується за такими залежностями:

* для потоку нестисливої рідини

; (2.53а)



* для потоку ідеального газу

, (2.53б)

де с_П,- питома теплоємність і щільність середовища споживача в інтервалі температур Т_1П і Т_2П;

k - показник адіабати газу або газової суміші.

З урахуванням залежності для наприклад (211), ексергетична ефективність теплового насоса визначається трьома температурними рівнями Т_1У, Т_1П і Т_2П при нехтуванні гідравлічним опором середовища споживача в конденсаторі і переохолоджувачі конденсату.

2.3 Контрольні питання і завдання

1. Сформулюйте термодинамічну спільність і відмінність між холодильною машиною і тепловим насосом.

2. Проаналізуйте, як вплинуть на величину коефіцієнта перетворення такі зміни температурного режиму роботи теплового насоса:

а) зниження температури кипіння;

б) підвищення температури конденсації;

в) одночасне підвищення на однакову величину температур кипіння і конденсації.

3. Чому ідеальний цикл Карно для теплового насоса нездійсненний на практиці?

4. Сформулюйте причини включення до схеми теплового насоса таких апаратів:

а) переохолоджувача конденсату;

б) регенеративного теплообмінника.

5. Дайте класифікацію таких робочих речовин:

а) R-134а; б) R-142в; в) R-401А; г) R-600а.

6. Що таке неазеотропна суміш? Наведіть приклади.

7. Чому питомі теплові навантаження на компоненти теплового насоса обчислюються як різниці питомих ентальпій?

8. Поясніть необхідність обчислення теплового потоку, що відводиться в процесі стиснення у гвинтовому компресорі маслозатопленого типу.

9. Наведіть алгоритм розрахунку масової витрати холодоагента при заданні таких режимних параметрів:

а) теплопродуктивності;

б) об'ємної витрати середовища споживача;

в) теплового навантаження на випарник;

г) масової витрати утилізованого середовища;

д) об'ємної продуктивності компресора за умовами всмоктування.

10. Визначте ексергетичну ефективність теплового насоса типу повітря-повітря за таких умов:

Т_1У=300К; Т_1П=288К; Т_2П=323К; Т_о.с=273К.



Розділ 3. ОЦІННІ МЕТОДИ ПОРІВНЯЛЬНОГО АНАЛІЗУ ТЕПЛОНАСОСНИХ І ТРАДИЦІЙНИХ СИСТЕМ ТЕПЛОПОСТАЧАННЯ

3.1 Чинники вибору раціонального теплопостачання

У цей час є досить велика кількість різних систем теплопостачання. Теплопостачання з використанням теплових насосів є одним із альтернативних варіантів.

Вибір варіанта раціонального теплопостачання вимагає виконання порівняльного аналізу теплових насосів і традиційних систем, при цьому результати аналізу повинні бути наведені у вигляді ступеня наближення до однозначного критерію доцільності. Проте, не зважаючи на те, що теплонасосне теплопостачання застосовується у світі вже більше 50 років, не існує єдиного критерію, на підставі якого можна було б однозначно ухвалити рішення про доцільність застосування теплових насосів. На ухвалення рішення одночасно впливають чотири чинники [33]:

- соціальний;

- економічний;

- екологічний;

- енергетичний.

Соціальний чинник використовується в основному для аналізу існуючих побутових технічних систем і альтернативних (принципово відмінних або модернізованих). У даний час саме соціальний чинник сприяє широкому впровадженню реверсивних спліт-систем для автономного кондиціонування повітря, в яких має місце теплонасосний режим нагріву повітря приміщення, цілком достатній для періоду міжсезоння або південної кліматичної зони України. Як правило, інші чинники у цьому випадку не беруться до уваги. Якщо ж названа спліт-система повинна бути доповнена іншим теплогенеруючим пристроєм для забезпечення нагріву приміщення при температурах навколишнього середовища, нижчих, ніж граничне значення для теплового насоса типу «повітря-повітря», соціальний чинник вибору перестає бути однозначним.

Економічний чинник у більшості випадків оперує критеріями «термін окупності», «амортизаційні відрахування» та ін. Подібні критерії впливають на вибір варіанта тільки для промисловості та інших секторів економіки, але вони не завжди підходять для оцінки побутової техніки. Таким чином, можна констатувати відсутність коректного економічного чинника для будь-якої теплонасосної системи незалежно від сфери застосування.

Екологічний чинник, як правило, виражає рівень прямих викидів в атмосферу і цілком придатний для порівняння варіантів теплопостачання. Проте цей чинник не можна брати базовим у порівняльному аналізі, враховуючи те, що будь-яка система може бути вдосконалена за екологічними показниками за рахунок певних економічних витрат.

Енергетичний чинник може розглядатися як реально формалізований і оцінний тільки в категоріях ексергетичного аналізу. У цьому випадку узагальнюються різнорідні показники енергоефективності порівнюваних систем, наприклад, коефіцієнт перетворення теплового насоса і к.к.д. теплогенератора.

Використання термоекономіки і її категорій значно полегшує ухвалення рішення про доцільність застосування теплових насосів і дає можливість встановити межі пріоритету у порівнянні з іншими системами теплопостачання. Злиття енергетичного і економічного чинників знижує розмірність вирішуваного завдання, і розрахункове значення ексергетичної вартості продукту формує однозначність вибору систем теплопостачання.

Порівняння різних варіантів теплопостачання рекомендується проводити у такій послідовності [33]:

- термодинамічне порівняння за теоретичних умов;

- термодинамічне зіставлення з урахуванням незворотності (у циклах, при транспорті тепла і так далі);

- термоекономічне зіставлення;

- багатокритеріальне зіставлення (з урахуванням екологічного і соціального чинників).

Термодинамічне зіставлення різних схем теплопостачання проводиться за затратою первинної енергії, необхідної для виробництва певної кількості електроенергії і тепла середнього потенціалу.

Метод зіставлення за затраченою енергією випливає з принципу порівняльного аналізу еквівалентних енергетичних систем. Подібне зіставлення дозволяє досить просто визначити шукану величину - економію або перевитрату палива в порівнюваних варіантах тільки на підставі енергетичного аналізу. Нижченаведений розділ саме і присвячений термодинамічному зіставленню теплогенерації і підвищуючій термотрансформації при використанні показників економії енергоресурсів у кількісному або фінансовому виразі. Пропонований підхід до оцінки зіставлюваних варіантів має локальне практичне значення для підприємств з автономним виробленням теплоти і електроенергії, що в цілому є перспективним напрямом у сучасній енергетиці. При зовнішній закупівлі електроенергії для функціонування теплонасосної установки оцінка економії палива може розглядатися в рамках показників економіки галузі або інших регіональних або національних утворень.

3.2 Розрахунок економії палива по повному ланцюгу енергетичних перетворень

Для теплогенератора, працюючого з використанням теплоти згорання викопного палива, повний ланцюг енергетичних перетворень може бути умовно представлений схемою на рисунку 3.1.



Рисунок 3.1 - Схема енергоперетворень у теплогенераторі

Відповідно до даного рисунка маємо, що підведений в теплогенераторі потік ексергії викопного палива перетвориться в тепловий потік , передаваний споживачеві з відповідним матеріальним потоком. При подібному перетворенні мають місце деструкція і втрати ексергії, визначувані величиною . Ексергетична ефективність теплогенерації виражається через коефіцієнт використання первинної енергії, КПЕ, який записується у вигляді

. (3.1)

На рисунку 3.2 наведена еквівалентна схема енергетичних перетворень для системи теплонасосного вироблення теплоти з використанням електроенергії для привода компресора і насосів.

Рисунок 3.2 - Схема енергоперетворень для теплонасосної установки



Для теплонасосної термотрансформації утилізованого потоку теплоти в потік теплоти , який використовується споживачем, необхідно підвести електричну потужність для привода компресорного і насосного устаткування теплонасосної установки (ТНУ). У свою чергу, для забезпечення вказаної потужності необхідна її генерація, наприклад, на теплоелектростанції (ТЕС) за рахунок підведення відповідного потоку ексергії викопного палива . Даний ланцюг енергетичних перетворень також супроводжується деструкцією і втратами ексергії: на ТЕС в кількості , в лінії електропередачі - , в ТНУ - . Необхідно відзначити, що розглянута схема відповідає ТНУ з тепловим насосом парокомпресійного типу.

Коефіцієнт використання первинної енергії для даної схеми набуває вигляду

. (3.2)

Умова переваги ТНУ перед теплогенератором за споживанням первинного палива

. (3.3)

З урахуванням (3.1) і (3.2) для еквівалентного теплового навантаження :

. (3.4)



При використанні коефіцієнта перетворення, що зв'язує теплове навантаження і споживану потужність , отримуємо два вирази для :

, (3.5а)

. (3.5б)

Виконанню умови зниження потоку ексергії палива при теплонасосній технології (3.3) відповідає

. (3.6)

Звідси отримуємо умову за мінімально допустимою величиною коефіцієнта перетворення ТНУ:

. (3.7)

Середні значення , і, отже, повинен бути більше 2,8-3,0.

Використовуючи рівняння для , можна отримати залежності для визначення економії кількості палива при заміні теплогенератора на теплонасосну установку.

Для твердого і рідкого палива

, кг/с. (3.8)



Для газоподібного палива

, м³/с. (3.9)

Для виконання фінансової оцінки економії паливних енергоресурсів доцільно ввести питомі показники:

, (3.10а)

. (3.10б)

При використанні рівнянь (3.8 і 3.9) можна записати

, (3.11а)

. (3.11б)

Розмірність величин і залежить від розмірності теплоти згорання і і для розрахунків може бути перетворена шляхом введення коефіцієнтів, що погоджують розмірності. Так, наприклад, при використанні позасистемної одиниці теплоти - гігакалорії - і розмірності для теплоти згорання , МДж/кг, а , МДж/м³ отримаємо



, т/Гкал, (3.11в)

, м³/Гкал. (3.11г)

Фінансова оцінка економії паливних енергоресурсів може бути виконана за рівнянням

, (3.12)

де - розрахункове число годин роботи зіставлюваних систем теплопостачання;

- ціна одиниці маси або об'єму енергоресурсу.

На рисунках 3.3 і 3.4 наведені розрахункові значення питомої економії енергоресурсів на теплонасосну установку з коефіцієнтом перетворення ц.

Рисунок 3.3 - Питома економія твердого і рідкого палива при застосуванні ТНУ:



Рисунок 3.4 - Питома економія газоподібного палива при застосуванні ТНУ:

Як випливає із графіків на рисунках 3.3 і 3.4, доцільність заміни теплогенераторів на теплонасосні системи істотно зростає із збільшенням коефіцієнта перетворення ц, і особливо якщо використовується малокалорійне паливо, наприклад, гази металургійного і нафтового виробництва.

Фінансова оцінка за рівнянням (3.12) дозволяє зіставляти різні види паливних енергоресурсів, але ранжування між ними стосовно теплонасосного варіанта змінюється відповідно до цін, сформованих ринком.

У таблиці 3.1 наведені розрахункові значення вартості питомої економії викопного палива при застосуванні теплонасосної технології.

Таблиця 3.1

Вид палива	Зниження затрат на енергоресурси , грн/Гкал при коефіцієнті перетворення ТНУ
	3	3,5	4	4,5	5	5,5
Природний газ (стандарт)	6,28	21,54	33,0	41,9	49,0	54,8
Дрова	5,22	18,07	27,7	35,17	41,17	45,02
Вугілля донецьке марки D	8,47	29,2	44,7	56,8	66,5	74,2
Мазут високозернистий	26,8	93,6	143,2	182,0	213,2	238,4

При розрахунку в таблиці 3.1 використані такі ціни енергоресурсів: природний газ - 0,8 грн/м³; дрова - 250 грн/т; вугілля - 700 грн/т; мазут 4000 грн/т.

Результати розрахунку в даній таблиці показують, що найкращі економічні результати при застосуванні теплонасосної техніки можна отримати для реконструкції систем теплогенерації з використанням рідкого палива.

3.3 Питома вартість енергоспоживання

3.3.1 Загальна характеристика

Застосування теплонасосних систем у житлово-комунальному секторі з метою гарячого водопостачання (ГВП) або опалювання залежить від багатьох чинників, таких, як: температурні рівні джерела низькопотенціальної теплоти і споживача; співвідношення тарифів на теплоту і використовувану енергію; тип використання привода компресора або в цілому схемного вирішення теплового насоса і ін.

Для попередньої оцінки енергоефективності теплового насоса порівняно з традиційними системами теплопостачання може використовуватися такий показник: перевищення вартості теплоти, що заміщається, над енергетичними витратами її виробництва у теплонасосній установці. Даний показник є основою для визначення реального економічного ефекту з урахуванням капітальних, експлуатаційних і супутніх витрат, терміну їх окупності, отримання додаткового прибутку та інших показників.

Пропонована нижче методика зіставлення питомої енергетичної вартості базується на розрахункових фінансових витратах, пов'язаних тільки з оплатою потоків енергоносіїв і палива, необхідних для генерації рівновеликих кількостей теплоти порівнюваних систем.

Введемо позначення питомої енергетичної вартості у вигляді параметра з розмірністю грн/кВт•год (грн/Гкал).

Розглядаючи баланс енергетичних і допоміжних потоків у межах установки або системи ГВП, можна записати

, (3.13)

де - годинна вартість потоків купованого енергоносія (гаряча мережева вода, пара, електроенергія);

- годинна вартість потоків первинних паливних енергоресурсів (вугілля, мазут, газ);

- годинна вартість допоміжних матеріальних потоків (водопровідна вода, холодоагенти, змащувальні матеріали та ін.).

- теплопродуктивність установки (системи) ГВП.

Якщо для рівняння (3.13) використовувати вхідні ціни названих потоків , розмірність яких залежить від вигляду - матеріального або енергетичного потоку (грн/кВт•год, грн/т, грн/м³), отримаємо

, (3.14)

де - величина j-го потоку з розмірністю, що також залежить від виду потоку (кВт, т/год, м³/год та ін.).

Розглянемо визначення питомої енергетичної вартості для основних видів теплогенеруючого устаткування для систем ГВП.

3.3.2 Теплоелектронагрівач (ТЕН)

Для нагрівальних установок із застосуванням ТЕНів теплопродуктивність дорівнює споживаній електричній потужності (без урахування тепловтрат). Якщо подібна установка призначена для цілей ГВП, то, окрім вартості потоку електроенергії, необхідно врахувати вартість холодної водопровідної води. Рівняння (3.14) запишеться з урахуванням 5% втрат у навколишнє середовище у вигляді

, (3.15)

де- ціна електроенергії;

- ціна одиниці маси холодної води;

- масова витрата води через установку.

Для систем ГВП

. (3.16)

Після підстановки в (3.15) отримаємо



, (3.17)

де - питома теплоємність середовища споживача (холодної води) в інтервалі температур входу і виходу .

3.3.3 Теплогенератор на природному газі

Енерговитрати для виробництва теплоти за допомогою теплогенератора складаються з витрат на споживання природного газу і витрат на електроенергію для привода дуттьових вентиляторів і насосів для циркуляції теплоносія. У цьому випадку рівняння (3.14) набуває вигляду

, (3.18)

де - ціна 1 м³ газу;

- об'ємна витрата газу для вибраного режиму теплогенератора;

- сумарна потужність електрообладнання теплогенератора.

Переходячи до питомих величин у рівнянні (3.18), отримаємо:

, (3.19)

де - витрата електроенергії на 1 кВ теплопродуктивності; за відсутності даних технічном паспорті (характеристик) для розрахунку брати =0,002-0,0038;

- питоме споживання газу теплогенератором, , для певного значення теплоти згорання цього газу.

Величина також може бути обчислена за рівнянням

, , (3.20)

де - к.к.д. теплогенератора;

- питома теплота згорання газу, мДж/м³,

або , . (3.20а)

Для природного газу марки Е, =34,01 мДж/м³; марки LL, =29,25 мДж/м³, середні значення =(0,13-0,16) =(150-190) .

У наведених рівняннях об'ємна витрата газу розглядається за нормальних умов.

Останній член у рівнянні (3.19) враховує вартість холодної води і розраховується так само, як і для теплоелектронагрівачів, якщо тепло виробляється для цілей гарячого водопостачання.

3.3.4 Теплогенератор на твердому або рідкому паливі

Для розрахунку питомої вартості теплоти, що генерується, можна використовувати аналогічні рівняння для теплогенераторів із споживанням природного газу:

, (3.21)



де - ціна 1 кг твердого або рідкого палива;

- питоме споживання палива теплогенератором, , узяте для певної марки палива і значень його теплоти згорання.

Величина також може бути визначена за формулою

, , (3.22)

де - к.к.д. теплогенератора;

- вища питома теплота згорання палива по робочій масі, мДж/кг.

У свою чергу, обчислюється за значеннями нижчої питомої теплоти згорання згідно з рівнянням (1.35).

Рівняння (3.22) можна також записати з іншою розмірністю теплоти:

, . (3.22а)

Середні значення для рідких палив можуть бути взяти в діапазоні = (0,11-0,13) .

3.3.5 Купівля теплоносія

Переважна більшість об'єктів невиробничого характеру реалізує своє теплопостачання шляхом покупки теплоносія від районних або центральних систем. Як теплоносій, головним чином, використовується гаряча вода. Для виробничих цілей має місце також покупка теплоносія у вигляді водяної пари.

Для систем із споживанням купованого теплоносія, в яких відсутні тепломіри на вході, постачальник теплоносія встановлює певну питомо-масову вартість гарячої води або пари у вигляді відповідної ціни , грн/кг (грн/тонна).

У цьому випадку рівняння (3.14) зводиться до вигляду

, (3.23),

де - масова витрата купованого теплоносія через апарати споживання теплоти (бойлери, калорифери);

- ціна теплоносія.

Зв'язок теплопродуктивності з масовою витратою може бути поданий у вигляді

, (3.24),

де - різниця ентальпій теплоносія за параметрами входу і виходу.

Тут коефіцієнт враховує втрати тепла у навколишнє середовище в апараті споживання теплоти від купованого теплоносія, для розрахунків можна взяти, що = 1,05.

Якщо купований теплоносій використовується для цілей гарячого водопостачання шляхом нагріву водопровідної води у відповідному теплообмінному апараті, то рівняння (3.23) може бути подане у вигляді

, (3.25)

де - різниця ентальпій середовища споживача теплового навантаження (водопровідної води) за параметрами виходу і входу в теплообмінник.

У рівнянні (3.25) витрати і мають розмірність т/год, а ціни і , грн/тонна. За наявності лічильника теплоти питома вартість призначається постачальником і відома покупцеві як ціна теплоти, грн/кДж, грн/Гкал, або грн/кВт·год. Проте для споживача теплоносія до цієї вартості додаватиметься вартість, обумовлена покупкою холодної води або іншого допоміжного матеріального потоку.

3.3.6 Моновалентна теплонасосна установка

Для найбільш поширених типів теплонасосних установок на базі парокомпресійних теплових насосів з рівняння (3.14) отримаємо

. (3.26)

З огляду на те, що відношення теплопродуктивності до сумарної споживаної потужності є коефіцієнтом термотранформації теплового насоса, рівняння (3.26) можна подати у вигляді.

. (3.27)

Якщо ТНУ використовується для цілей гарячого водопостачання, то

. (3.28)

Наведені рівняння показують, що чим вище за значення коефіцієнта перетворення ТНУ, тим нижче питома вартість теплоти. Тому у ряді випадків доцільно робити комбінування ТНУ з іншими теплогенеруючими пристроями, щоб підтримувати відносно високі коефіцієнти перетворення. Подібні теплонасосні установки мають назву "бівалентні".

3.3.7 Бівалентна теплонасосна установка

У бівалентній теплонасосній установці середовище споживача спочатку нагрівається у відповідних апаратах теплового насоса від температури до деякої проміжної температури , а потім надходить у теплообмінник догріву, де на виході набирає необхідної температури .

Теплопродуктивність бівалентної ТНУ є сумою теплових навантажень, підведених до нагріваючого середовища споживача у тепловому насосі і теплообміннику догріву. Як теплообмінник догріву може також розглядатися будь-який теплогенеруючий пристрій, що функціонує при режимних параметрах догріву середовища споживача.

Таким чином, можна записати

, (3.29)

де - теплопродуктивність теплового насоса;

- теплопродуктивність теплообмінника догріву.

Введемо для розгляду величину, яка становить частку теплопродуктивності теплового насоса у загальному тепловому навантаженні , тобто

. (3.30)

Рівняння (3.14) для бівалентної ТНУ, у якій як теплообмінник догріву, наприклад, використовується теплогенератор на природному газі, матиме вигляд

. (3.31)

Після підстановки (3.30) в (3.31) отримаємо для систем ГВП:

. (3.32)

Аналогічно можна отримати вираз, якщо теплообмінник догріву працює на купованому теплоносієві.

У загальному випадку для систем ГВП рівняння (3.32) записується у вигляді

, (3.33)

де величина залежно від виду теплообмінника догріву розраховується за рівняннями (3.15), (3.19), (3.21), (3.25) без урахування вартості холодної води, оскільки це урахування виконується в рівнянні (3.33).

Для бівалентної ТНУ має місце жорсткий зв'язок між часткою і температурою середовища споживача на виході з конденсатора теплового насоса. З рівняння (3.30) випливає, що

. (3.34)

При допущенні рівності середніх теплоємностей води, що нагрівається, в інтервалі названих у рівнянні (3.34) температур отримаємо

, (3.35)

де - загальний нагрів середовища споживача, а для цілей гарячого водопостачання регламентований нагрів холодної санітарної води.

У свою чергу, температура може бути виражена через температуру конденсації холодоагента, що приводить вираз (3.35) до вигляду

. (3.36)

Задаючись різними значеннями в діапазоні від 0 до 1, визначаємо для цих значень величини коефіцієнта перетворення. На підставі рівняння (3.33) для певного співвідношення цін знаходимо мінімальне значення , якому відповідатиме оптимальна величина розподілу теплового навантаження між тепловим насосом і теплообмінником догріву . На рисунку 3.5 наведені результати подібної оптимізації для установки: тепловий насос + бойлер на купованому теплоносії, а на рисунку 3.6 - тепловий насос + теплогенератор, що працює на природному газі.

Рисунок 3.5 - Питома вартість енерговитрат для БТНУ: тепловий насос + бойлер (без вартості холодної води):

нагрівальне середовище - вода; ; ; ; ; ; холодоагент - R134а; .

Рисунок 3.6 - Питома вартість енерговитрат для БТНУ: тепловий насос + теплогенератор на природному газі:

нагрівальне середовище - вода; ; ; ; ; холодоагент - R134а; ц=3,28 (для ч=1); . З урахуванням вартості холодної води 2 грн/т всі значення збільшуються на 0,0344 грн/кВтг.

Як показують результати розрахунку, наведені на рисунках 3.5 і 3.6, для вибраних умов роботи БТНУ оптимальні значення частки лежать в діапазоні 0,7-0,8, якщо як теплообмінник догріву застосовується бойлер з досить низьким значенням ціни теплоносія. Для комбінації теплового насоса з теплогенератором (водогрійним котлом) оптимум відповідає значенням 0,4-0,5 при ціні на газ вище, ніж 0,6 грн/м³ (при розрахунковому тарифі на електроенергію).

Вартісна оцінка енергоспоживання за розрахунковий період часу виконується за залежністю

. (3.37)

Якщо протягом розрахункового періоду для ТНУ або БТНУ змінюються параметри утилізованого середовища, то необхідно в розрахунковий вираз (3.37) вводити середні значення або , що враховують нерівномірність коефіцієнта перетворення або теплового навантаження.

3.4 Ексергетична ефективність теплогенеруючого устаткування

Як випливає з розділу 1.7.2, виконання термоекономічного розрахунку передбачає ряд покрокових процедур, пов'язаних перш за все з проведенням ексергетичного аналізу даної енергоперетворюючої системи. Визначення ексергетичних характеристик моновалентних теплових насосів і установок викладене в розділі 2.2.6.

Для можливості проведення порівняльних оцінних або термоекономічних розрахунків розглянемо ексергетичні показники основного виду устаткування, застосовуваного в системах гарячого водопостачання і опалювання [6].

На рисунку 3.7 наведені схеми ексергетичних перетворень для чотирьох основних типів устаткування для нагріву середовища споживача теплового навантаження.



Рисунок 3.7 - Схеми ексергетичних перетворень:

ТЕН - теплоелектронагрівач; ТГ (газ) -теплогенератор із споживанням паливного газу; ТГ - теплогенератор із споживанням твердого або рідкого палива; Б - бойлер із споживанням тепла від теплоносія зовнішньої генерації

У даних схемах зазначені такі допущення:

- величина потоку ексергії на вході і його вартість враховує потужність привода для переміщення нагрівального середовища через розглядуване устаткування;

- для потоку викопного або штучного палива в будь-якому агрегатному стані ексергія на вході в теплогенератор розглядається як хімічна. У випадку підігріву або підтискання потоку палива схема ексергетичних перетворень для теплогенератора повинна бути доповнена відповідними потоками ексергії теплоти і механічної роботи;

- якщо потік продуктів згорання після теплогенератора не підлягає подальшій утилізації, то величина розглядається як така, що входить до складу загальної деструкції і втрат теплогенератора;

- для теплогенераторів з примусовою подачею повітря з атмосфери ексергія даного потоку обумовлена приростом нульового значення на величину потужності привода дуттювого вентилятора, тобто ;

- втрати тепла в навколишнє середовище беруться такими, що дорівнюють 5% від теплопродуктивності установки.

Відповідно до наведених схем рівняння для розрахунку ексергетичної ефективності (к.к.д.) з'являться у вигляді відношень відповідних ексергетичних потоків «продукту» і «палива»:

, (3.38)

, (3.39а)

, (3.39б)

. (3.40)

Якщо праві частини даних рівнянь помножити і розділити на величину теплопродуктивності установки , то отримаємо вирази з використанням питомих параметрів:

, (3.41)

, (3.42а)

,(3.42б)

. (3.43)

У цих рівняннях ; - температурна функція середовища споживача, визначувана за виразами (2.53а) і (2.53б).



, (3.44а)

, (3.44б)

де - температурна функція теплоносія для бойлера.

Для розрахунку можна використовувати вираз (2.53а) з урахуванням температур і тисків на вході і виході теплоносія в рідкому агрегатному стані.

Для рівних умов нагріву середовища споживача співвідношення ексергетичної ефективності для різних видів теплогенеруючого устаткування пропорційне співвідношенню функцій , . Для теплонасосних установок подібною функцією є коефіцієнт перетворення , що представлений у рівнянні (2.52). З урахуванням вищевикладеного можна, наприклад, записати

, при , (3.45а)

, при . (3.45б)

Як показує розрахунок за рівнянням (3.45а), умова задовольняється вже при значеннях коефіцієнта перетворення (при і ). При розрахунках для теплогенераторів необхідно враховувати однозначність зв'язку величин питомої теплоти згорання палива і питомої витрати палива (рівняння 3.20 і 3.22). У деяких випадках, якщо відома характеристика теплогенератора , необхідно використовувати рівняння (3.44а) і (3.44б), виражені через к.к.д. теплогенератора згідно з (3.20а) і (3.22а):

, (3.46а)

. (3.46б)

З даних рівнянь випливає, що ексергетична ефективність теплогенераторів залежить не тільки від ступеня досконалості перетворень енергії (параметр ), але і від рівня зміни термічних параметрів середовища споживача (параметр ).

Порівняння величини з коефіцієнтом перетворення свідчить, що підвищуюча термотрансформація теплоти в теплонасосній установці ефективніша, ніж понижуюча в теплогенераторі, в чому і полягає термодинамічна перевага теплонасосних систем для цілей гарячого водопостачання і опалювання з м'яким режимом.

3.5 Контрольні питання і завдання

1.У чому полягає відмінність термодинамічного порівняння систем теплопостачання за теоретичних умов і з урахуванням реальності процесів?

2.Поясніть причини нижчого значення коефіцієнта використання первинної енергії для теплового насоса в порівнянні з теплогенераторами?

3.Як визначається питома ексергія викопного палива?

4.У чому особливість розрахунку питомої вартості енергоспоживання для систем гарячого водопостачання?

5.За яких умов роботи теплогенератора із споживанням природного газу можливе досягнення мінімальних значень питомої витрати палива?

6.Розрахувати зміну питомої вартості енергоспоживання для теплогенератора, що працює на мазуті, при збільшенні к.к.д. теплогенератора на 5%.

7.У чому різниця питомо-масової вартості теплоносія і питомої вартості енергоспоживання для бойлера?

8.Як залежить питома енергетична вартість теплоти гарячої води в ТНУ від коефіцієнта перетворення?

9.Назвіть параметр оптимізації в бівалентній теплонасосній установці і алгоритм її виявлення.

10.Поясніть принцип складання рівнянь для розрахунку ексергетичн...