Теплонасосный опреснитель соленой воды

Размещено на http://www.allbest.ru/

г. Москва, Московский государственный университет инженерной экологии

Теплонасосный опреснитель соленой воды

А.С. Жернаков

Тепловые насосы широко используются для замещения органического топлива при выработке тепла. Рассматриваемые теплонасосные опреснители (ТНО) [1] являются новым типом выпарных (дистилляционных) опреснителей, в которых генерация и рекуперация тепла фазовых превращений воды осуществляется с помощью обратного термодинамического цикла теплового насоса на низкокипящем рабочем веществе (РВ).

Разработка ТНО с тепловым насосом, работающих на низкокипящем РВ, направлена на кардинальное упрощение установок, снижение расхода энергии на получение пресной воды, создание экологически безопасных и энергоэффективных опреснителей.

Несмотря на наличие патентов и некоторых публикаций по ТНО, их физическая модель, раскрывающая закономерности и взаимосвязь процессов, не разработана.

ТНО представляет собой два сопряженных контура [2]: разомкнутый дистилляционный контур и замкнутый контур теплового насоса (ТН), в котором реализуется термодинамический цикл на низкокипящем РВ.

При выборе низкокипящего рабочего вещества [2] рассматривались моновещества с нормальной температурой кипения выше 270К. Эти рабочие вещества имеют также более высокую критическую температуру (Т_КР), что существенно влияет на эффективность термодинамического цикла. Был выбран R123 (C₂HCl₂F₃), как имеющий наиболее благоприятные показатели по экологической безопасности (ODР=0,02; GWP=90) среди синтетических РВ и максимальную энергетическую эффективность теоретического термодинамического цикла при рабочих температурах ТН.

В основе физической модели ТНО лежат тепловые балансы [3].

При рассмотрении дистилляционного контура в качестве определяющих параметров выбраны расход дистиллята (G_Д), доля обессоленной воды (а=G_Д/G_С), температура приточной соленой воды (t_С1), недорекуперация тепла на холодном конце рекуперативного теплообменника (Дt_Н). Связь между этими параметрами и мощностью, потребляемой дистилляционным контуром, показана уравнениями (1) и (2). Количество потребляемой энергии на производство 1 м³ дистиллята описывается зависимостью (3).

Мощность, потребляемая дистиллятором:

N_потр=G_Р·С_Р·t_Р2+G_Д·С_Д·t_Д2-G_С·С_С·t_С1, кВт (1)

N_потр=G_Д·[1/а?(С_Р·(t_С1+Дt_Н)-С_С·t_С1)+(С_Д-С_Р)?(t_С1+Дt_Н)] , кВт (2)

Удельные затраты энергии, отнесенные к расходу дистиллята 1 м³/ч:

L_потр=N_потр/(3,6?G_Д)=[1/а?(С_Р·(t_С1+Дt_Н)-С_С·t_С1)+(С_Д-С_Р)?(t_С1+Дt_Н)]?1/3,6, кВт?ч/м³ (3)

При отсутствии рекуперации теплоты фазовых превращений воды (G_Д = 1 кг/с):

N_потр=G_Д·r_кип=1?2264=2264 кВт; L_потр=N_потр/G_Д=r_кип?1/3,6=2264/3,6=629 кВт?ч/м³

Термодинамический цикл ТН реализуется в диапазоне температур кипения (t₀) и конденсации (t_К) РВ, который формируется из температурных напоров в испарителе (и_И), конденсаторе (и_К) и из разности между температурами кипения и конденсации воды. В качестве определяющих параметров в контуре ТН приняты температурные напоры в конденсаторе и испарителе ТН.

Зависимость энергии, потребляемой ТН, от параметров термоднамического цикла и определяющих параметров и_И и и_К представлена в уравнении (4).

L_вн=r_кип?l_S/(3,6?q_К?з_S), кВт?ч/м³ (4)

Снижение потребляемой энергии может быть достигнуто снижением и_И и и_К.

Представленная номограмма (рис.1) является решением системы уравнений (3) и (4), связывающая определяющие параметры контуров дистиллятора и ТН, и представляющая собой характеристики ТНО, которые являются основой методики расчета ТНО. Своего рода теоретическим минимумом потребления энергии является 4,9 кВт?ч/м³ при и_И=и_К=1К, Дt_Н=2К, а=0,75.

Рис. 1. Зависимость удельных затрат энергии L от а, Дt_Н, и_И и и_К.

Особенностью теплообменных аппаратов ТНО является работа с низкими температурными напорами и, соответственно, низкими удельными тепловыми потоками, что не способствует их интенсивности. Для проектирования ТНО, технико-экономической оптимизации их параметров, необходима надежная методика расчета теплопередачи с учетом указанных особенностей их применения. ТНО разрабатывается впервые и поэтому обоснованию и специальному расчету подлежит конструкция каждого его элемента.

Типы теплообменных аппаратов выбирались с учетом следующих условий: 1) малые температурные напоры и низкие тепловые потоки; 2) малое гидросопротивление по потоку водяного пара; 3) малое гидросопротивление по потоку РВ в трубах испарителя и конденсатора; 4) использование малоизученного R123; 5) повышенное термическое сопротивление в конденсаторе и рекуперативном теплообменнике при отложении соли; 6) необходимость применения коррозионно-стойких материалов.

С учетом условий (1-4) были проанализированы режимы течения и теплообмена по каждому из процессов, протекающих в аппаратах ТНО, и обоснован выбор зависимостей для расчета коэффициентов теплоотдачи.

Выбранный R123 является хладагентом узкого применения, круг работ по исследованию которого весьма ограничен. Имеющиеся экспериментальные данные относятся к условиям и режимам работы водоохлаждающих холодильных машин в диапазоне температур ниже 40°С. Для описания коэффициента теплоотдачи при конденсации R123 представилась возможность использовать экспериментальные данные работы Чопко и работы Харагучи. Анализ показал, что лимитирующими интенсивность передачи тепла являются процессы кипения воды и РВ.

Для описания кипения R123 в канале с переменным паросодержанием принят принцип суперпозиции. Для кипения R123 в большом объеме существуют экспериментальные данные только Вебба при температурах насыщения 4,4єС и 27єС и удельном тепловом потоке больше 10 кВт/м². В работе Вебба показана хорошая корреляция экспериментальных результатов при удельном тепловом потоке 30 кВт/м² с критериальной зависимостью Купера (5):

б_{кип V} = 55 · (P/P_КР)^0,12 · (-log(P/P_КР))^-0,55 · М_R^-0,5 · q^0,67 (5)

По кипению R123 в канале известна работа Флетчера, в которой в условиях эксперимента не обеспечивалось полное выкипание рабочего вещества. В работе отмечается удовлетворительная корреляция экспериментальных результатов с моделью Гунгора-Винтертона, в которой составляющая в объеме (б_{кип V}) также определяется по зависимости Купера (5).

Возможность использования приведенных зависимостей для расчета испарителя ТН при тепловых потоках ниже 10 кВт/м² требует экспериментального подтверждения.

На первом этапе проводились исследования по кипению R123 на горизонтально расположенной керамической трубке, обогреваемой электрическим током, в большом объеме. Эксперименты проводились при давлениях 0,4, 1,0 и 2,0 бар, которым соответствуют температуры насыщения 4,4, 27 и 48°С, в диапазоне тепловых нагрузок от 1 до 20 кВт/м².

Наилучшую корреляцию экспериментальных и расчетных данных во всем диапазоне изменяемых параметров теплового потока и давления показала зависимость Купера (5), что подтверждает возможность использования данной зависимости при удельном тепловом потоке меньше 10 кВт/м². Расхождение при этом не превышало 15%.

На втором этапе испытывался канальный испаритель в составе лабораторного образца теплового насоса на R123 с целью подтверждения возможности использования для расчетов модели Гунгора-Винтертона.

Испытания испарителя проводились при температурах кипения R123 t₀=30?C (Р₀=1,1бар) и t₀=50?С (Р₀=2,12бар). Компрессор при этих условиях обеспечивал холодопроизводительность ТН Q₀=1,17...1,75 кВт. Тепловой баланс достигался изменением расхода греющей воды при фиксированной температуре на входе в испаритель, который отвечал условиям турбулентного режима течения в межтрубном пространстве. Для возможности варьирования массовой скоростью рабочего вещества были испытаны испарители с двумя вариантами размеров труб (Ш20х1,5; Dвн=0,032 м; L=2,75 м; Fвн=0,146 м² и Ш12х1,5; Dвн=0,016 м; L=3,5 м; Fвн=0,099 м²).

По модели Гунгора-Винтертона, приняв в качестве исходных экспериментальные данные (расход горячей воды, температуру горячей воды на входе и выходе из испарителя, а также температуру кипения R123), проведен поэлементный расчет испарителя с определением изменения параметров (коэффициента теплоотдачи при кипении R123, температурного напора со стороны кипящего R123, удельного теплового потока и внутренней теплообменной поверхности испарителя) вдоль канала. Достоверность расчета оценивалась по отклонению расчетных и фактических поверхностей испытанных испарителей.

Отклонение расчетной и замеренной поверхностей не более 11% подтверждает использование модели Гунгора-Винтертона для поэлементного расчета испарителя ТН.

На основании разработанной физической модели ТНО и проведенных экспериментальных исследований были рассчитаны тепловые характеристики ТНО 0,2 м³/ч, а также основные характеристики теплообменных аппаратов. Мощность, потребляемая компрессором при рекуперации тепла, составила 2,8 кВт, а при отсутствии рекуперации-126 кВт. При этом определены геометрические параметры теплообменных поверхностей, включая способ оребрения поверхностей. Наибольшую массу имеет конденсатор ТН, что связано с низким коэффициентом теплоотдачи при кипении соленой воды в условиях низкого температурного напора, а также с учетом отложения соли.

Увеличение температурного напора с 3 до 5К в конденсаторе ТН позволит снизить площадь теплообменной поверхности и массу на 36 %. При этом энергия, потребляемая ТНО, возрастет с 13,9 до 18,1 кВт?ч/м³ (на 23 %).

Библиографические ссылки

рекуперация тепло опреснитель

1. Патент РФ № 2363662 // Теплонасосный опреснитель солёной воды (варианты) // Калнинь И.М., Савицкий А.И., Шапошников В.А., Пустовалов С.Б. Приоритет от 13.07.2007.

2. Калнинь И.М., Жернаков А.С., Шапошников В.А., Расчетно-теоретическое и экспериментальное исследование испарителя теплового насоса в составе опреснительной установки // Холодильная техника. 2009. - № 11.

3. Калнинь И.М., Пустовалов С.Б., Жернаков А.С., Физическая модель теплонасосных опреснителей соленой воды // Вестник МАХ, 2010. - № 2.

Размещено на Allbest.ru