Теплонасосна технологія енергозбереження

Балансове рівняння ексергетичної вартості для бойлера з купованим теплоносієм

4.2.1 Схемні розв'язання

Найбільш поширеною схемою для бівалентної теплонасосної установки (БТНУ) є схема з догрівом середовища споживача у теплообміннику, що є бойлером з використанням теплоносія від мережі централізованого теплопостачання, рисунок 4.1.

За даною схемою середовище споживача теплового навантаження спочатку нагрівається в тепловому насосі від стану 1_П до стану за рахунок термотрасформації утилізованого середовища, а потім проводиться догрівання до положення 2_П в бойлері.

Рисунок 4.1 Принципова схема БТНУ з догріванням від централізованої тепломережі:

ТН- тепловий насос; Б-бойлер; I- лінія подачі тепломережі; II-зворотна лінія тепломережі; III - середовище споживача; IV- утилізоване середовище

У деяких випадках для бойлера застосовується теплоносій у вигляді продуктів згорання теплогенератора, якщо їх температура вища за значення для точки роси, тобто коли може бути використана теплота конденсації водяної пари, що входить до складу продуктів згорання. Також для зогрівання в бойлері можуть бути використані продукти згорання двигунів для привода компресора теплового насоса або електрогенератора, якщо тепловий потік названих продуктів згорання недостатній для забезпечення повної теплопродуктивності в діапазоні температур середовища споживача.

Найбільш простим схемним розв'язком є застосування теплоелектронагрівачів для догрівання середовища споживача, рисунок 4.2.

Бівалентні теплонасосні установки, що працюють на базі наведеної схеми, відрізняються високим ступенем автоматизації, прості в експлуатації і знаходять своє застосування в установках автономного кондиціонування повітря або нагріву води для невеликих значень теплопродуктивності.

Рисунок 4.2-Принципова схема БТНУ з теплоелектронагрівачем (ТЕНом):

ТН-тепловий насос; ТЕН-бойлер з теплоелектронагрівачем; I-середовище споживача; II- утилізоване середовище

Одним із найекономічніших варіантів БТНУ є комбінація теплового насоса і теплогенератора з використанням газоподібного палива, рисунок 4.3.

Рисунок 4.3 - Принципова схема БТНУ з догріванням середовища споживача в теплогенераторі:

ПАЛ-паливо; ПОВ- повітря; ПЗ-продукти згорання; ТН-тепловий насос; ТГ-теплогенератор; ВТ-вентилятор; I-середовище споживача; II- утилізоване середовище.

Застосування теплогенератора як компонента БТНУ розширює рамки можливих схемних рішень. Перш за все це стосується використання енергопотенціалу продуктів згорання для підігріву утилізованого середовища циркулюючого через тепловий насос, що, у свою чергу, приводить до зростання коефіцієнта перетворення теплового насоса.

За іншим варіантом продукти згорання теплогенератора можуть служити утилізованим середовищем для другого теплового насоса, розташованого за теплогенератором на лінії нагріву середовища споживача.

Для розширення діапазону застосовуваності теплонасосного режиму в системах з утилізацією витяжного повітря можливе використання газового підігріву цього повітря на вході у випарник теплового насоса, рисунок 4.4.

Рисунок 4.4 - Принципова схема БТНУ з газовим нагрівом утилізованого середовища:

ТН- тепловий насос; КЗ- камера згорання палива; ВТ- припливний вентилятор; ПАЛ- паливо; ПОВ- повітря; ПЗ- продукти згорання; I-середовище споживача; II- утилізоване середовище (повітря)

Відповідно до даної схеми продукти згорання ежектуються потоком утилізованого середовища внаслідок чого утилізоване середовище після змішування з продуктами згорання збільшує свій температурний потенціал від стану до стану .При фіксованих значеннях t_1П, t_2П підвищення температури утилізованого середовища на вході у випарник теплового насоса приводить до зростання коефіцієнта перетворення і відповідно до зниження витрат на привод компресора теплового насоса. У реальних умовах роль камери згорання виконує газовий пальник, вбудований у трубу подачі утилізованого повітря.

4.2.2 Схеми ексергетичних перетворень

Для бівалентної теплонасосної установки з догрівом середовища споживача в бойлері за рахунок використання теплоносія від централізованої тепломережі схема ексергетичних перетворень наведена на рисунку 4.5.

а)б)

Рисунок 4.5 - Схема ексергетичних перетворень для БТНУ (ТН+Б):

а) - установки в цілому; б) - за послідовністю компонентів; ТН- тепловий насос; Б- бойлер

Для даної установки можна записати:

- потік ексергії палива: Е_F =(Е_1,Т/Н-Е_2,Т/Н)++(Е_1У-Е_2У)

- потік ексергії продукту: Е_Р= Е_2П-Е_1П,

Величина враховує потужність привода компресора теплового насоса, а також насоса або вентилятора для подачі у випарник утилізованого середовища.

Ексергетична ефективність БТНУ даної комбінації у загальному випадку записується у вигляді

. (4.41)

Після відповідних перетворень і з урахуванням прийнятих раніше в розділі 3.3.7 позначень отримаємо

(4.42)

Тут - теплопродуктивність установки в цілому.

Для компонентів БТНУ:

Тепловий насос: ,

.

Бойлер:,

.

Ексергетична ефективність компонентів БТНУ:

, (4.43)

, (4.44)

де- частка приросту ексергії середовища споживача в тепловому насосі:

(4.45)

. (4.46)

Для умов і якщо розглядається як величина віднесена до деструкції і втрат, величина .

У цьому випадку

, (4.47)

. (4.48)

Розглянемо бівалентну теплонасосну установку з догрівом середовища споживача в бойлері з теплоелектронагрівачем, для якої на рисунку 4.6 представлена схема ексергетичних перетворень.

а) б)

Рисунок 4.6 - Схема ексергетичних перетворень для БТНУ (ТН+ТЕН)

а) - установки в цілому; б) - за послідовністю компонентів; ТН- тепловий насос; ТЕН- теплоелектронагрівач

Для розглядуваної бівалентної теплонасосної установки маємо:

- потік ексергії палива ;

- потік ексергії продукту ;

- ексергетична ефективність

; (4.49)

- потужність теплоелектронагрівача

. (4.50)

Враховуючи часткові відношення теплопродуктивності за компонентами, отримаємо

. (4.51)

Ексергетична ефективність компонентів БТНУ

-теплового насоса:

; (4.52)

-теплоелектронагрівача:

. (4.53)

Необхідно відмітити, що ексергетична ефективність теплового насоса, що входить до складу БТНУ, як і слід було чекати виражається одним і тим самим рівнянням, якщо другий компонент (бойлер або теплоелектронагрівач) не пов'язаний з тепловим насосом іншими матеріальними або енергетичними потоками, окрім потоку середовища споживача, що нагрівається (рівність рівнянь (4.43) і (4.52))

Схема ексергетичних перетворень для бівалентної теплонасосної установки з догрівом у теплогенераторі показана на рисунку 4.7.

а) б)

Рисунок 4.7 - Схема ексергетичних перетворень для БТНУ (ТН+ТГ):

а) - установки в цілому; б) - за послідовністю компонентів; ТН- тепловий насос; ТГ- теплогенератор

Основні показники ексергетичних перетворень:

- потік ексергії палива ;

- потік ексергії продукту ;

- ексергетична ефективність

. (4.54)

З урахуванням перетворень рівняння (4.54) для газоподібного палива записується у вигляді

; (4.55а)

для твердого і рідкого палива:

, (4.55б)

де вирази для розрахунку (Ф_ТГ)_ГАЗ і Ф_ТГ беруться за (3.44) і (3.46).

Ексергетична ефективність компонентів розглядуваної бівалентної теплонасосної установки:

- теплового насоса за рівнянням (4.43);

- теплогенератора із споживанням паливного газу

; (4.56а)

- теплогенератора із споживанням твердого або рідкого палива

. (4.56)

Перейдемо до розгляду схеми БТНУ з газовим нагрівом утилізованого середовища, рис.4.4. При складанні схеми ексергетичних перетворень потужності привода вентилятора і компресора теплового насоса представлятимемо роздільно на відмінну від попередніх схем БТНУ, рисунок 4.8.

Рисунок 4.8 - Схема ексергетичних перетворень для БТНУ з газовим підігрівом утилізованого середовища:

а) - установки в цілому; б) - за послідовністю компонентів;

ВТ-вентилятор; КЗ- камера згорання; ТН- тепловий насос.

У даній схемі вузол змішування продуктів згорання з повітрям після вентилятора віднесений до компонента під назвою "камера згорання". Представимо вираз для ексергетичних показників розглядуваної БТНУ:

-потік эксергії палива:

;

- потік ексергії продукту

- ексергетична ефективність

, (4.57)

де ; - теплопродуктивність БТНУ;,

, (4.58)

де -питома об'ємна витрата газоподібного палива у камері згорання стосовно до повної теплопродуктивності:

. (4.59)

При виведенні рівняння (4.57) припустимо,що Е_в=Е_о.с=0.

Алгоритм визначення об'ємної витрати газу на камеру згорання і відповідно визначення полягає в такому:

- для вибраної температури визначається значення коефіцієнта перетворення теплового насоса на задану теплопродуктивність і параметри середовища споживача;

- на базі рівнянь теплового навантаження на випарник теплового насоса:

,

;

-визначається масова витрата утилізованого середовища після змішування з продуктами згорання КЗ;

- на базі рівнянь матеріального і теплового балансів вузла змішування визначена необхідна масова витрата продуктів згорання:

Для визначення ентальпії продуктів згорання й інших параметрів процесу спалювання палива використовуються методики, викладені в [16] [51].

- після визначення щільності продуктів згорання і питомої витрати повітря для процесу горіння знаходять шукану величину .

Необхідно відзначити, що збільшення ексергетичної ефективності даної БТНУ в порівнянні з тепловим насосом без підігріву утилізованого середовища можливо тільки при дотриманні умови

. (4.60)

Проте, дотримується чи ні дана умова, застосування даної схеми БТНУ дозволяє розширити діапазон застосовності атмосферного повітря в зимовий період як утилізованого середовища.

Перевагу даної схеми у порівнянні із звичайним варіантом теплового насоса можна встановити тільки у рамках повного ланцюга енергетичних перетворень. Для фіксованого значення теплопродуктивності:

- енергетичний баланс ТН: ;

- енергетичний баланс БТНУ: ,

де - тепловий потік від утилізованого середовища;

-тепловий потік продуктів згорання.

З даних балансових рівнянь випливає, що

.

тобто зниження споживаної потужності привода компресора, що входить до складу теплового насоса, дорівнює тепловому потоку в камері згорання (без урахування втрат у навколишнє середовище).

Зменшення витрат ексергії викопного палива при застосуванні підігріву утилізованого середовища виражатиметься рівнянням

, (4.61)

а економія газоподібного палива еквівалентна

. (4.62)

У кінці необхідно відзначити, що бівалентна теплонасосна установка, що працює з витратою палива на підігрів утилізованого середовища термодинамічно еквівалентна моновалентній при порівнянні за ідеальними циклами. Вплив урахування необоротностей вимагає свого вивчення у теоретичному і експериментальному плані.

4.2.3 Термоекономічні показники

Для визначення основного термоекономічного показника бівалентної теплонасосної установки, а саме ціни ексергії про-дукту, необхідно скласти рівняння балансу ексергетичної варто-сті, вигляд якого залежатиме від схемного рішення установки.

Зважаючи на ідентичність алгоритмів складання рівнянь для термоекономічних показників, розглянемо ці процедури на прикладі бівалентної ТНУ з догрівом у бойлері на купованому теплоносії.

Рівняння балансу ексергетичної вартості відповідно до рис. 4.5.

. (4.63)

Середня ціна ексергії продукту

, (4.64)

де і -годинні (річні) капітальні і експлуатацій-ні витрати, які припадають на тепловий насос і бойлер. Для систем гарячого водопостачання витрати на оплату холодної води враховуються тільки в одному з компонентів БТНУ.

Рівняння (4.64) представимо у вигляді суми складових за частковою участю компонентів:

, (4.65)

, (4.66)

. (4.67)

Після перетворення термодинамічних параметрів рівняння (4.66) і (4.67) мають вигляд

, (4.68)

. (4.69)

Розглянемо тепер перетворення членів рівнянь (4.68) і (4.69), що містять економічний параметр . Для теплового насоса маємо:

,

,

.

Таким чином, рівняння (4.68) набуває вигляду

, (4.70)

де -питома вартість витрат на обслуговування і ремонт теплового насоса у складі БТНУ, грн/год.

Таке угрупування членів рівняння (4.70) необхідне для зручності диференціювання при проведенні оптимізаційних розрахунків.

Виконаємо аналогічні перетворення для бойлерної частини БТНУ

,

,

.

Після підстановок рівняння (4.69) може бути перетворене до такого вигляду:

. (4.71)

4.2.4 Термоекономічна оптимізація

Термоекономічна оптимізація бівалентних теплонасосних установок зводиться до визначення часткового співвідношення теплових навантажень між компонентами , при якому матиме місце мінімум значення ціни ексергії продукту установки .

Раніше у розділі 3.3.7 була наведена оптимізація БТНУ за питомою вартістю енергоспоживання. Термоекономічна оптимізація враховує в комплексі як енергетичну ефективність, так і інженерно-економічні чинники компонентів і системи в цілому.

Розглянемо термоекономічну оптимізацію параметра для установки з догрівом середовища споживача в бойлері з купованим теплоносієм. Для цього представимо рівняння (4.65) з урахуванням опису складових за виразами (4.70) і (4.71).

, (4.72)

де . (4.73)

Аналіз рівняння (4.72) показує, що зі всіх параметрів даного рівняння для заданої теплопродуктивності змінними величинами від частки є і .

При припущенні незначної зміни питомих капітальних витрат залежно від теплового навантаження на кожен з компонентів БТНУ необхідно для розрахунку знати функціональну залежність

і застосувати умову .

З урахуванням даних припущень можна згрупувати члени рівняння (4.72) для зручності диференціювання за параметром :

, (4.74)

де постійні коефіцієнти для заданого режиму функціонування БТНУ записані у вигляді таких виразів:

, (4.75а)

, (4.75б)

. (4.75в)

Для одноступінчастого парокомпресійного теплового насоса функціональна залежність з достатньо високою точністю апроксимується квадратним рівнянням типу

, (4.76)

де коефіцієнти , у свою чергу, є функціями від температури кипіння холодоагента, однозначно пов'язаного з температурою утилізованого середовища на вході у випарник.

Так, наприклад, для теплового насоса, що працює на холодоагенті R134а в діапазоні зміни температури конденсації 20-65^оС, при загальному нагріві води від 10 до 60^оС вирази для визначення коефіцієнтів рівняння (4.76) мають такий вигляд:

,

,

,

де - температура кипіння холодоагента R134а у випарнику, ^оС.

Визначивши першу похідну і прирівнявши її до нуля, знаходимо оптимальне значення частки . З урахуванням залежності (4.76) отримаємо

(4.77)

Розв'язання даного рівняння стосовно виконується з використанням будь-яких чисельних або графоаналітичних методів. Проте використання (4.77) приводить до проблеми вибору одного з двох раціональних значень . У зв'язку з цим зручнішим є ступенева апроксимація функцій у вигляді

,

де коефіцієнти і також залежать від і для вищезгаданих умов роботи теплового насоса записуються такими виразами для діапазону

Використання ступеневої залежності для відшукання оптимуму частки приводить до рівняння

. (4.78)

У деяких випадках для першого наближення при відшуканні може застосовуватися лінеаризація функції у вигляді

(4.79)

з розв'язком для :

(4.80)

На рисунку 4.9 наведені результати розрахунку ціни ексергії продукту для бівалентної теплонасосної установки на ті самі параметри, що і для розрахунків за рис. 3.5

Рисунок 4.9 - Термоекономічна оптимізація БТНУ (тепловий насос + бойлер) за рівнянням (4.74)

Як показують графіки, наведені на рис 4.9, оптимальні значення частки теплового навантаження, передаваної середовищу споживача від теплового насоса, істотно залежать від температури утилізованого середовища, як і у разі оптимізації за питомою вартістю енерговитрат, рис. (3.5). Проте термоекономічний розрахунок дає точнішу величину із зсувом у бік менших значень на 10-15%. Подібний зсув обумовлений досить великою різницею в капітальних витратах на тепловий насос і бойлер.

Наведені результати термоекономічного розрахунку виконані для одного співвідношення цін на енергоносії для компонентів БТНУ. Для оцінки впливу тарифів і цін на положення оптимуму частки можна скористатися рівняннями (4.77) або (4.78), якщо відомі апроксимаційні залежності для функції . Як показало порівняння розрахунків термоекономічної оптимізації за параметрами БТНУ з використанням рівняння (4.74) і рівняння (4.78) розбіжністю за величиною можна нехтувати.

Таким чином, беручи ступеневу апроксимацію для , можна легко знайти граничні значення економічних показників, при яких система теплопостачання на базі теплового насоса переходить у моновалентність.

Параметр , що входить у рівняння (4.78) є головним економічним критерієм оптимізаційного розрахунку. Оскільки він враховує і витрати на енергоносії компонентів БТНУ і капіталовкладення.

При значенні величина , що приводить до умови термоекономічної переваги моновалентного теплового насоса в порівнянні з бівалентним з догрівом в бойлері з купованим теплоносієм:

. (4.81)

Умова для другого граничного значення , при якому бівалентна теплонасосна установка обертається на моновалентну з використанням тільки бойлера, може бути визначена з (4.77) або (4.80). На рис.4.10 наведені розрахункові залежності для однакових режимних параметрів, використаних при термоекономічній оптимізації БТНУ згідно з рис. 4.9.

Рисунок 4.10 - Залежність бівалентної теплонасосної установки від співвідношення економічних показників компонентів

Як показує графік на рисунку 4.10, при малих значеннях , тобто коли бойлерний нагрів супроводжується меншими фінансовими витратами у порівнянні з теплонасосним нагрівом, вплив температури низькопотенціального джерела практично не відображається на величині .

Викладена методика оптимізації БТНУ при комбінації теплового насоса і бойлера з купованим теплоносієм може бути поширена і на інші поєднання компонентів. У будь-якому варіанті необхідно скласти рівняння для і привести його до вигляду (4.74). Для вибраного холодоагента і режимних параметрів визначаються коефіцієнти апроксимаційних виразів для і визначається значення і мінімум величини .

4.3 Термоекономічне порівняння систем автономного теплопостачання

Як показує аналіз стану автономних систем теплопостачання в містах і інших населених пунктах країни, вони мають низьку технічну і економічну ефективність. Подібний стан є наслідком фізичного зносу морально застарілого котельного устаткування малої теплопродуктивності (400-700 кВт) з експлуатаційним к.к.д. 50-70%.

Реконструкція автономних систем теплопостачання може проводиться за різними технологічними напрямами залежно від теплопродуктивності. Проте у будь-якому випадку доводиться порівнювати два варіанти:

- традиційне теплопостачання із заміною застарілого котельного устаткування на сучасні водогрійні казани;

- використання парокомпресійної теплонасосної установки з електроприводом.

Початковим положенням при проведенні порівняльних розрахунків є умова рівності навантаження на порівнювані теплогенеруючі пристрої. Завдання подібного розрахунку полягає в оцінці термоекономічної ефективності кожного з даних технологічних напрямів і відборі найбільш економічного як проекта для подальшого фінансування.

Умова термоекономічної переваги теплонасосного напряму при реконструкції або створенні нової системи теплопостачання записується у вигляді

(4.82)

Виконаємо перетворення для приведення рівняння (4.82) до розрахункового вигляду.

Запишемо базові рівняння для ціни ексергії продукту теплонасосної установки і теплогенератора (водогрійного котла із споживанням паливного газу)

,

.

Після перетворень термодинамічних параметрів маємо

(4.83)

Виконавши перетворення економічних параметрів рівняння (4.82):

. (4.84)

Дотримання умови (4.82) матиме місце при такому співвідношенні параметрів зіставлюваного устаткування:

. (4.85)

У більшості випадків ціна ексергії утилізованого середовища може бути взята такою, що дорівнює нулю, тобто . З урахуванням сучасного рівня автоматизації витрати на обслуговування і ремонт теплового насоса і теплогенератора практично будуть дорівнювати для одного й того самого значення теплопродуктивності, або При даних спрощеннях маємо

, (4.86)

де .

З рівняння (4.86) можна визначити граничне значення коефіцієнта перетворення теплонасосної установки, нижче за яке застосування ТНУ стає нераціональним за термоекономічними показниками.

(4.87)

де ціна і питома витрата викопного палива будь-якого вигляду, використовуваного в теплогенераторі з розмірністю що дорівнює грн/кВт·г (грн/Гкал).

Як випливає з рівняння (4.87), допустимий коефіцієнт перетворення теплонасосної установки визначається не тільки співвідношенням цін на електроенергію і тепло, тобто , але і співвідношенням фінансових витрат, пов'язаних з капітальними інвестиціями.

На рисунку 4.11 наведені результати розрахунку за рівнянням (4.87).

Рисунок 4.11-Залежність мінімального значення коефіцієнта перетворення теплового насоса від співвідношення цін на газ і електроенергію

При аналізі термоекономічних показників порівнюваних систем теплопостачання необхідно враховувати також такі переваги теплонасосних систем:

-парокомпресійні теплонасосні установки в порівнянні з котельними установками дозволяють максимально економити первинні енергоресурси, і термоекономічний розрахунок повинен доповнюватися розрахунком економії викопних енергоресурсів згідно з методикою, викладеною в розділі 3.2;

-вироблення електроенергії на електростанціях здійснюється за більш прогресивнішими технологіями, ніж теплота на малопродуктивних котельних установках;

-при використанні парокомпресійних теплових насосів забезпечується екологічна чистота навколишнього середовища.

Викладена модель термоекономічного порівняння може бути поширена і на інші варіанти порівнюваного устаткування.

4.4 Контрольні питання і завдання

У розділі 1.6 було розглянуто схему ексергетичних перетворень для системи, в якій скидний матеріальний потік піддається термотрансформації, внаслідок чого досягається можливість використання цього потоку як енергоносія в основному технологічному процесі. Подібна схема енергоперетворень позначена як термотрансформація рециркуляційного типу, і якщо середовищем вказаного скидного потоку є газ або пара, то даний процес збільшення эксергетичного потенціалу потоку скидання називають рекомпресією утилізованого середовища.

Дана термотрансформація може бути реалізована у таких технологічних системах і установках:

- системах повітряного опалювання;

- системах технологічного кондиціонування повітря;

- сушильних установках конвективного типу;

- випарних установках;

- кристалізаційних установках;

- ректифікаційних установках;

- екстракційних установках.

Принципові схеми з рекомпресією утилізованого середовища і деякі відомості щодо розрахунків наведені в [37, 58, 67, 44]. Використання рекомпресії парів характеризується високими значеннями коефіцієнта перетворення (=15-25), що істотно підвищує енергоефективність подібних систем. Проте реконструкція базових установок і систем для реалізації рекомпресії пов'язана із значними капітальними витратами і в умовах обмеженості підприємств у вільних фінансових коштах, певним чином, позначається на ухваленні рішень для їх впровадження.

Більшість підприємств промислового сектора економіки як опалювальні системи використовує поєднання вентиляції і нагріву припливного повітря і водяного опалювання в периметральному контурі будівлі. З вентиляційним витяжним повітрям скидаються в навколишнє середовище величезні теплові потоки низького температурного потенціалу, тому використання підвищуючої термотрансформації є актуальним напрямом економії енергоресурсів.

При розрахунках повітряних систем теплопостачання використовують дві моделі стану повітря:

- однокомпонентний газ (сухе повітря);

- бінарна газова суміш (сухе повітря + водяна пара = вологе повітря).

Вибір моделі залежить від температури, вологості повітря і виду процесів з участю повітряних потоків. У більшості методик, присвячених розрахунку повітряних термотрансформаторів [27, 51, 33], використовується для всіх процесів енергообміну модель сухого повітря з постійною теплоємністю.

Наявність водяної пари у повітрі повинна обов'язково враховуватися у розрахунках, де мають місце процеси охолоджування, розширення в соплах і детандерах. У цьому випадку конденсація або десублімація водяної пари змінює масову витрату повітряного потоку та прохідні перетини і може чинити інші небажані впливи та призводити до розрахункових помилок.

Використання параметра “вологовміст повітря” дозволяє оперувати питомими параметрами, віднесеними до кілограма сухого повітря, і в цьому випадку, зміна масової витрати вологого повітря замінюється на зміну вологовмісту.

Як рівняння, які описують параметри вологого повітря в діапазоні ідеально газового стану, прийнято використовувати

- вологовміст повітря, кг вол.пов./кг с.пов.

; (5.1)

- питома ентальпія повітря, кДж/кг с.пов.

; (5.2)

- ізобарна теплоємність вологого повітря, кДж/(кгК)

; (5.3)

- парціальний тиск насиченої водяної пари залежно від температури (^оС), кПа

(5.4)

в інтервалі температур 10^оС t 70^оС;

- зміна відносної вологості у процесах стиснення або розширення повітря при d=const і зміні тиску від р₁ до р₂

; (5.4)

- тепловологе відношення процесу енергообміну в потоках вологого повітря, кДж/кг

. (5.6)

Не зважаючи на невеликі значення коефіцієнта перетворення, використання повітряних теплових насосів, які забезпечують рециркуляційну підвищуючу термотрансформацію, базується на двох сучасних пріоритетах:

- використання як робочої речовини повітря дозволяє розв'язати проблему вибору екологічно чистого холодоагента;

- економія енергоресурсів у певному діапазоні параметрів, які характеризують режим роботи теплового насоса.

5.2 Використання повітряних теплових насосів

Згідно з даною схемою атмосферне повітря стану Н переміщується через калорифер, де воно нагрівається до стану В за рахунок споживання теплового навантаження від теплоносія. На виході з об'єкта повітря має стан П і є скидним потоком з температурою, вищою, ніж та, яку має потік, який надходить з атмосфери. Залежно від кута нахилу лінії тепловологісного відношення (лінія В - П), який, у свою чергу, залежить від процесів усередині об'єкта, скидний потік характеризується іншим значенням вологовмісту порівняно з атмосферними умовами. Для сушильних установок, плавальних басейнів і інших приміщень і пристроїв із значними вологоприпливами скидний потік повітря має значний енергетичний потенціал при утилізації, якщо при цьому використовуватиметься теплота конденсації водяної пари.

Безумовно, для подібних об'єктів часто реалізують змішування з рециркуляційним потоком (тобто змішування потоків станів Нґ і П), і хоча при цьому знижується рівень температури в точці В, проте навантаження на калорифер не змінюється через необхідність збільшення масової витрати циркуляційного потоку, рисунок 5.2.

Рисунок 5.2 - Рециркуляційна схема для однозональної сушильної установки

Для видалення з висушуваного матеріалу однієї й тієї самої кількості вологи як за прямотечійній схемою (рис. 5.1), так і за рециркуляційною, необхідно дотримуватися умови

, (5.7)

де , - масові витрати сухого повітря відповідно за прямоточній і рециркуляційній схемами, скільки різниця вологовмістів при порівнянні виражається нерівністю , звідки випливає зазначене вище збільшення масової витрати .

Зниження теплового навантаження на калорифер можна забезпечити або за рахунок використання рекуперативного теплоутилізатора скидного потоку, або за рахунок його термотрансформації на базі теплонасосної техніки, рисунки 5.3 і 5.4.

а) б)

Рисунок 5.3 - Схема повітряного теплопостачання з рекуперативною тепло утилізацією:

а - схема; б - процеси в h, d - діаграмі; ВП - вентилятор припливний; ВВ - вентилятор витяжний; ТУ - теплоутилізатор

а) б)

Рисунок 5.4 - Схема прямотечійного повітряного теплопостачання з парокомпресійним тепловим насосом:

а - схема; б - процеси в h, d - діаграмі; КД - конденсатор;

КМ - компресор; В - випарник; РВ - регулювальний вентиль

Використання теплоутилізатора (рис. 5.3) дозволяє нагрівати атмосферне повітря до температури і за рахунок цього попереднього підігріву зменшувати теплове навантаження на калорифер. Теплонасосний варіант попереднього нагріву (рис. 5.4) має великі можливості щодо забезпечення максимальних значень температури і за певних умов може повністю замінити калориферний нагрів. У деяких випадках найраціональнішим є поєднання обох варіантів утилізації витяжного потоку повітря шляхом переведення даного потоку після випарника на теплоутилізатор.

Недоліком розглянутих схем утилізації є складність забезпечення низьких значень недорекуперації, що відповідно призводить до погіршення показників енергоефективності. Крім того, виникають додаткові експлуатаційні проблеми, пов'язані з утворенням кріоосаду в теплоутилізаторах при низьких значеннях температури атмосферного повітря.

Певною альтернативою розглянутим системам теплопостачання є використання для тих самих цілей повітряних теплових насосів, в яких і реалізується рециркуляційна підвіщуюча термотрансформація, рис. 5.5.

а) б)

Рисунок 5.5 - Схема (а) і теоретичний цикл повітряного теплового насоса (б):

ОБ - об'єкт споживання теплоти; ТО - теплообмінник основний; ВП - вентилятор припливний; КМ - компресор; Д - детандер; РТ - регенеративний теплообмінник; В_1, В_2, В_3, В₄ - запірні вентилі

Нагрів припливного повітря в основному теплообміннику (процес Нґ - В) здійснюється за рахунок охолодження витяжного повітря після його стиснення в компресорі, процес 2-3. З метою зниження роботи, затрачуваної на реалізацію даного циклу, у схемі передбачається розширення стисненого повітря після теплообмінника в детандері. За певних умов зовнішнього повітря потік стисненого газу після основного теплообмінника може бути спрямований у регенеративний теплообмінник, а з нього - в детандер. Подібне перемикання потоків забезпечується за рахунок відповідного відкриття і закриття запірної арматури.

У більшості випадків як компресор і детандер застосовуються машини динамічного принципу дії (турбомашини), які агрегуються з поєднанням валопроводів, що дозволяє знижувати встановлену потужність приводного двигуна.

5.2.2 Розрахунок параметрів циклу повітряного теплового насоса

Метою проведення розрахунку параметрів циклу є визначення:

– термічних і калоричних параметрів у вузлових точках циклу;

– питомих навантажень на устаткування;

– масової витрати повітря у машині;

– об'ємних характеристик компресора і детандера;

– потужностей компресора і детандера;

– режимних параметрів теплообмінного устаткування;

– термодинамічної ефективності.

При проведенні даного розрахунку використовують відомі термодинамічні вирази, які справедливі для ідеальногазового стану робочого середовища. Якщо повітряний тепловий насос призначений для опалювальних цілей, то, як правило, повітря розглядається без урахування вологості. Для сушильних установок має місце істотна зміна вологовмісту повітря до і після технологічного процесу в сушильній камері, тому при розрахунку параметрів циклу повітря розглядається як бінарна суміш сухого повітря і водяної пари (вологе повітря).

Як вихідні дані для розрахунків беруть:

- барометричний тиск, температуру і відносну вологість зовнішнього повітря (точка Н) - р_н, Т_н і _н;

- температуру повітря на вході в об'єкт споживання теплового навантаження - Т_В;

- температуру і відносну вологість скидного потоку (точка 1 на рис. 5.5) - Т_{П, П};

- масові витрати повітря на вході і виході з об'єкта споживання теплового навантаження - .

При розрахунку дійсних циклів беруться такі значення коефіцієнтів:

- адіабатний ККД компресора - = 0,75-0,9;

- адіабатний ККД детандера - = 0,75-0,9;

- механічний ККД компресора - = 0,85-0,99;

- механічний ККД детандера - = 0,82-0,99;

- ККД електропривода - = 0,87-0,98;

- коефіцієнт відновлення повного тиску:

у трубопроводі - = 0,93-0,95;

у теплообміннику - = 0,96-0,98;

у регенеративному теплообміннику - = 0,96-0,98;

- нагрів повітря у вентиляторі - = 1-1,5^оС;

- недорекуперація у теплообмінниках - 10 ^оС.

Дійсний цикл повітряного теплового насоса представлений на рисунку 5.6, де в T, s - діаграмі врахована незворотність процесів стиснення, розширення і теплообміну.

Рисунок 5.6 - Дійсний цикл повітряного теплового насоса

На відміну від теоретичного циклу (рис. 5.5 б) у дійсності показано, що теплообмінні процеси не є ізобарними через незворотність, викликану аеродинамічними опорами, а процеси стиснення і розширення - ізоентропними. Урахування незворотності всіх процесів, які утворюють даний розімкнений цикл, призводить до збільшення роботи, затрачуваної у компресорі, і недоотримання роботи, вироблюваної у детандері у порівнянні зі значеннями теоретичного циклу.

Головним параметром повітряного теплового насоса є тиск нагнітання, р₂. Підтримкою мінімально допустимих значень р₂ забезпечується мінімум енерговитрат при стисненні повітря і, відповідно найкращі показники енергоефективності.

Алгоритм розрахунку тиску нагнітання полягає у такому:

- задається мінімально можлива різниця температур на гарячому кінці основного теплообмінника, що практично становить для пластинчасто-ребристих поверхонь . Звідси кінцева температура процесу стиснення з урахуванням тепловтрат на нагнітальному трубопроводі між компресором і теплообмінником

-задаємося падінням тиску у всмоктуючому патрубку компресора р_вс. Для одноступінчатих турбонагнітачів [ ]

р_вс = 3...5 кПа;

-знаходимо тиск всмоктування

p₁=р_П - р_вс

-визначаємо значення температури всмоктування

; (5.8)

- використовуючи термодинамічні співвідношення для ідеальногазового стану і виражаючи незворотність процесу стиснення в компресорі через адіабатний ККД, отримаємо

. (5.9)

При розрахунку параметрів для рівняння (5.3) застосовуємо рівність тиску р_П = р_Н, якщо на виході з об'єкта споживання тепла не передбачено примусове відкачування повітря.

Визначення термодинамічного стану повітря після основного теплообмінника базується на рівнянні енергетичного балансу у вигляді

, (5.10)

де , - масові витрати по сухому повітрю в станах точок В і П;

- тепловтрати в навколишнє середовище від основного теплообмінника. Допускаючи рівень вказаних втрат у розмірі 1 -2 % від теплового навантаження теплообмінника по холодному потоку, тобто беручи коефіцієнт, що дорівнює 1,01 - 1,02, отримаємо

, (5.11)

де величини питомих ентальпій віднесені до кілограмів сухого повітря.

Розрахунок масових витрат по сухому повітрю проводиться за формулами

(5.12)

де d_B, d_П - вологовміст витяжного та припливного повітря на вході і виході з об'єкта споживання тепла.

Якщо задано об'ємну продуктивність потоків вологого повітря за умов станів у точках В і П, то масові витрати сухого повітря цих потоків знаходяться за залежностями:

(5.13)

де - питомі об'єми, віднесені до кілограмів сухого повітря

(5.14)

де Rc.в - газова постійна сухого повітря;

Т, р - температура і тиск потоку вологого повітря;

- відносна вологість повітря;

Рs(t) - парціальний тиск насиченої водяної пари при даній температурі потоку вологого повітря.

Тиск повітря у стані 3 визначаємо з урахуванням газодинамічних опорів за рівнянням

. (5.16)

Значення коефіцієнта уточнюється після вибору або розрахунку даного теплообмінника.

Процес охолодження стислого повітря 2 - 3 залежно від початкового температурного рівня потоку, що нагрівається, в іншій порожнині теплообмінника може супроводжуватися конденсацією водяної пари.

У подібному випадку виникає необхідність у визначенні вологовмісту повітря у стані точки 3, рисунок 5.7.

Рисунок 5.7 - Процес охолодження повітря, що супроводжується конденсацією водяної пари

За наявності h, d - діаграми для вологого повітря при тиску р = 0,5 (р₂ + р₃), знаходження d₃ за величиною h₃ з рівняння (5.11) не становить особливих труднощів. Для аналітичного знаходження положення точки 3 може бути використана така послідовність:

- визначаємо відносну вологість повітря у стані 2 (перевірка умови ₂ 1);

, (5.17)

де - парціальний тиск насиченої водяної пари при температурі повітря Т₂;

- вологовміст повітря, що стискається;

- визначаємо парціальний тиск насиченої водяної пари за умови :

; (5.18)

- за таблицями або за апроксимаційною залежністю визначаємо температуру в точці 2;

- для і обчислюємо величину питомої ентальпії ;

- визначаємо різницю питомих ентальпій на лінії насичення ;

- знаходимо різницю вологовмістів повітря за умови конденсації водяної пари в процесі 2 - 3 за апроксимаційною залежністю типу ;

- обчислюємо вологовміст у точці 3 .

На рисунку 5.7 також показано, що якщо повітря після основного теплообмінника характеризується повним насиченням (), то і процес у регенеративному теплообміннику 3 - 4 відбуватиметься з подальшою конденсацією, а можливо, і з десублімацією вологи. Розрахунок кінцевого стану в точці 4 (d₄, t₄) виконується аналогічно, як і для точки 3.

Однією з головних особливостей розрахунку даного циклу є неоднозначність у виборі кінцевих параметрів повітря в регенеративному теплообміннику, стан 4. На відміну від повітряних холодильних машин для теплонасосного режиму немає принципової необхідності в охолодженні повітря після теплообмінника. Тому повітря після нього або може бути або скинуте в атмосферу, або спрямоване на розширення в детандер. Більше того, використання регенеративного теплообмінника зменшує різницю тисків на детандері і відповідно одержувану роботу. Використання в даній схемі регенеративного теплообмінника раціональне тільки для повітряних потоків із значним вологовмістом (наприклад, для сушильних установок). У цьому випадку роль регенеративного теплообмінника зводиться до функцій осушувача повітря, щоб зменшити негативний вплив конденсації водяної пари в процесі розширення повітря в детандері.

Для сушильних установок параметри повітря на виході практично не залежать від температури і вологості атмосферного повітря. У зв'язку з цим регенеративний теплообмінник необхідний тільки в періоди теплої пори року (Т_н10^оС), коли в основному теплообміннику ще відсутня конденсація водяної пари.

Таким чином, після визначення стану повітря у точці 3, подальший розрахунок відрізняється залежно від функціонального призначення об'єкта, який споживає теплоту, варіанти якого наведени нижче:

а) повітряне опалювання, зимовий режим конвективних сушарок

- розрахунок параметрів повітря на виході з детандера;

б) літній режим конвективних сушарок

- розрахунок параметрів повітря на виході з порожнини охолодження регенеративного теплообмінника.

За розрахунковим варіантом “а” повітря від стану 3 розширяється до стану 5. Для визначення тиску в кінці процесу розширення у детандері використовуємо залежність

. (5.19)

Температура повітря при ізоентропійному розширенні у детандері (процес 3 - 5s)

. (5.20)

Для реального процесу розширення визначаємо питому ентальпію потоку повітря на виході з детандера:

, (5.21)

де обчислюється за параметрами р₅, Т_5s, d_5s = d₃.

За величиною можуть бути визначені температура і вологовміст на виході з детандера, Т₅, d₅. При нехтуванні вологістю повітря

.

Для розрахункового варіанта “б” задаємося температурою повітря на вході в детандер, Т₄. За умови Т₄ Т_Н забезпечується осушення повітря перед детандером. Тиск у стані 4, як і для основного теплообмінника, визначається з урахуванням газодинамічних втрат

. (5.22)

За величиною середнього тиску потоку стиснутого повітря в регенеративному теплообміннику, температурою Т₄ і вологістю ₄ = 1 визначаємо значення питомої ентальпії h₄ і вологовміст, d₄. Тиск повітря на виході з детандера визначаємо за виразом