Цикл и схема парокомпрессионного теплового насоса

Работа парокомпрессионных тепловых насосов основана на принципе последовательного осуществления процессов механического сжатия и расширения рабочего тела. С целью организации подвода и отвода теплоты при условиях, близких к изотермическим, в ТН используются рабочие тела, изменяющие агрегатное состояние. В этих случаях в ТН осуществляется цикл, имеющий сходство с обратным циклом Ренкина. Такие насосы, работающие с изменением агрегатного состояния рабочего тела, называют парокомпрессионными.

На рис. 4.2 представлена принципиальная схема установки, работающей по парокомпрессионному циклу. В качестве внешнего источника энергии, приводящего в действие компрессор, в большинстве случаев используется электрическая энергия. Замкнутая герметичная система ТН заполнена рабочим телом, в качестве которого в диапазоне температур 0…80 °С наиболее применимы хла- доны R12, R142, RC318, R114 и аммиак.

В цикле работы ТН рабочее тело претерпевает следующие изменения состояния. От источников с низкой температурой в испаритель подводится теплота, которая в изотермическом процессе при давлении р и Т обеспечивает фазовый переход рабочего тела из капельного в парообразное состояние. В Т-s-диаграмме этот процесс изображается линией 5-1, а удельный тепловой поток графически определяется площадкой 65176 под линией процесса.

Из испарителя пар поступает в компрессор, где сжимается от давления рх до давления /ъ с повышением температуры от Т до Т2. Этот процесс изображается адиабатой 1-2 и осуществляется с затратой удельной внешней работы /, определяемой площадкой 84321568.

Перегретый пар с давлением р2 по циркуляционному трубопроводу поступает в конденсатор, где в изобарном процессе охлаждается и конденсируется с понижением температуры до Т2 и выделением удельной теплоты конденсации q2- Теплота конденсации поступает потребителю. Процесс изображается линией 2-3-4, а удельный поток теплоты, отводимой от конденсатора, – площадкой 723487.

В капельном состоянии рабочее вещество проходит через дроссельное устройство, где в необратимом процессе его давление по-

Рис. 4.2. Идеальный цикл парокомпрессионного теплового насоса: а – принципиальная схема; б – круговой процесс на Т- ^-диаграмме; / – испаритель; 2 – компрессор; 3 – конденсатор; 4 – дроссельный

клапан

нижается до р. Соответственно давлению снижается температура насыщения до Т. На Т- ^-диаграмме это процесс показан штриховой линией 4-5.

Эффективность работы парокомпрессионного ТН определяется коэффициентом преобразования

где Л,, h2, h5 – значения энтальпии, снимаемые непосредственно с фазовой диаграммы рабочего тела, кДж/кг.

Рассмотренный цикл существенно идеализирован. Замена расширительной машины (детандера) дроссельным устройством, ограничения, связанные с необходимостью сжатия только сухого пара, не позволяют учитывать необратимость остальных процессов и отличный от 100 % КПД элементов установки. Так, потери при сжатии связаны с трением в компрессоре и недостаточным охлаждением рабочего тела, не позволяющими компенсировать увеличение энтропии. Потери давления в конденсаторе и испарителе при прохождении через них потока рабочего тела требуют его восстановления, что связано с дополнительной работой компрессора. Существенно необратимым является и процесс дросселирования.

Необратимость процессов, происходящих в ТН в результате тепловых, механических и электрических потерь, существенно снижает реальный коэффициент преобразования. В действительности он в несколько раз меньше идеального. Для предварительной оценки энергетических показателей ТН можно воспользоваться следующей эмпирической формулой:

где срд – действительный коэффициент преобразования; = /(гр, Лм, Лэл) – коэффициент, учитывающий необратимые потери; тр, Пм? Лэл – соответственно индикаторный, механический, электрический КПД.

Для ориентировочного расчета ТН при использовании крупных турбокомпрессоров значение коэффициента г|е, учитывающего необратимые потери, может быть выбрано в зависимости от тепловой мощности ТН. Если его мощность равна от 200 до 1000 кВт, то гр = 0,45…0,55; если от 1000 до 3000 кВт, то г|е = 0,55…0,60 и при мощности больше 3000 кВт ле = 0,60…0,65.

Для поршневых компрессоров коэффициент преобразования фд следует выбирать по графику, приведенному на рис. 4.3, в зависимости от температуры кипения и конденсации рабочего вещества. Данный график построен по приближенной формуле В.С. Мартыновского и Л.З. Мельцера:

Для расчета действительных значений тепловой мощности ТН и его действительного коэффициента преобразования можно воспользоваться формулами и методикой расчета, приведенными в [9].

Одноступенчатый цикл работы парокомпрессионного ТН становится менее эффективным с ростом отношения давлений Р2/Р из-за увеличения потерь в компрессоре. При Р2/Р1 ^ 7 рекомендуется переходить на двухступенчатые и каскадные циклы.

В двухступенчатом ТН (рис. 4.4) парообразное рабочее тело сжимается последовательно в двух компрессорах К1 и К2 с невысокими значениями отношения Рт/Р- Тепловой поток подводится к рабочему телу в испарителе первой (нижней) ступени, а отводится к нагреваемому теплоносителю сначала на участке конденсации первой

Рис. 4.3. Графики зависимости действительного коэффициента преобразования от температуры кипения /2 и температуры испарения t рабочего тела

Рис. 4.4. Схема (а) и круговой процесс (б) двухступенчатого ТН ступени ТК1, затем на участке охлаждения перегретого пара рабочего тела, после чего – в конденсаторе второй ступени ТК2. Конденсат рабочего тела из второй ступени отводится через дроссель Д2 в зону конденсации ЗК. Разделение конденсаторов на участки позволяет повышать температуру нагреваемого теплоносителя и снижать потери эксергии вследствие необратимости теплообмена. Дросселирование рабочего тела в обеих ступенях сопровождается меньшими суммарными потерями эксергии, чем в одноступенчатом ТН, работающем в том же температурном интервале. Эксергетические преимущества двухступенчатого ТН определяются также снижением потерь эксергии в компрессорах.

Двухступенчатый ТН может найти применение в системах отопления. Обычно при проектировании систем отопления с использованием ТН большое значение имеет выбор покрытия пиковой части нагрузки, которая обеспечивается котельными или электроотоплением. Обойтись без дополнительной котельной можно при использовании схемы двухступенчатого ТН, теплопроизводитель- ность I ступени которого выбирается в пределах 0,50…0,75 от максимальной отопительной нагрузки.

На рис. 4.5 приведен пример зависимости отопительной нагрузки от наружной температуры. При максимальной тепловой нагрузке требуется и максимальная температура теплоносителя в системе отопления. Поэтому ТН должен обеспечивать максимальную температуру теплоносителя при максимальной трансформации

Рис. 4.5. График зависимости отопительной нагрузки от температуры

наружного воздуха теплоты. Расход энергии на привод компрессора одноступенчатого ТН в этом случае превышает расход при средней отопительной нагрузке в 3-4 раза. По этой причине отопление является неблагоприятной нагрузкой для ТН, если их установочная мощность рассчитана на максимальную нагрузку.

Режим работы ТН определяется режимом работы системы отопления. Распределение отопительной тепловой нагрузки между ступенями может быть выполнено так, как показано на рис. 4.5. Максимальная тепловая нагрузка I ступени равна половине максимальной отопительной нагрузки. Максимальная тепловая нагрузка II ступени равна всей максимальной отопительной нагрузке.

При отопительной нагрузке, равной 50 % от максимальной, работает только I ступень ТН. С понижением температуры наружного воздуха и возрастанием тепловой нагрузки выше 0,5Qmax включается в работу II ступень.

По мере повышения отопительной нагрузки уменьшается тепловая нагрузка I ступени и увеличивается тепловая нагрузка II ступени. При этом температура теплоносителя системы отопления повышается. При tH = -20 °С I ступень ТН отключается и работает только II ступень.

Каскадные ТН (рис. 4.6) представляют собой объединение двух или более ТН с различными рабочими телами. В конденсаторе ниж-

Рис. 4.6. Схема (а) и круговой процесс (б) каскадного ТН него цикла испаряется рабочее тело верхнего цикла, поэтому такой теплообменник называют конденсатором-испарителем. Преимущество каскадных ТН по сравнению с двухступенчатыми заключается в возможности преобразования теплоты в более широком диапазоне температур. Это достигается подбором для каждого цикла рабочего тела с характеристиками в требуемых пределах изменения температур. К недостаткам каскадных ТН относятся дополнительные потери вследствие необратимости процесса теплообмена между рабочими телами в конденсаторе-испарителе.

Каскадные ТН находят применение в случаях, когда для систем теплоснабжения необходимы более высокие температуры теплоносителя в теплообменнике-конденсаторе верхнего цикла.

В настоящее время наибольшее распространение получили тепловые насосы, в которых осуществляется парокомпрессионный теплонасосный цикл. Они называются компрессионными тепловыми насосами или сокращенно ПТН.

Преимущественно в мире (>95%) используются парокомпрессионные ТН, которые различаются по

термодинамическим циклам – в основном это циклы Ренкина, Стирлинга, Брайтона; по типу компрессоров – поршневые, винтовые и турбокомпрессорпые; по степени герметичности – герметичные, бессальниковые и сальниковые.

В парожидкостных циклах, реализуемых в парокомпрессионпых холодильных машинах и тепловых насосах, рабочее вещество находится в виде жидкости, влажного пара, либо перегретого пара при давлениях и температурах ниже критических значений.

Парокомпрессионные тепловые насосы, работающие на хладопах, получили наибольшее распространение. По сравнению с парокомпрессионными холодильными машинами парокомпрессионные тепловые насосы работают в более высоком диапазоне температур кипения и конденсации рабочего вещества. В парокомпрессиоиных ТН используются основные элементы холодильных машин (компрессоры, теплообменные аппараты и др.), а также одни и те же или родственные рабочие вещества (с температурой кипения от минус 40 до +10 °С при атмосферном давлении). Преимущественно используются рабочие вещества низкого давления с нормальной температурой кипения выше минус 10 °С (например ГФХУ, R142b, C2H3C1F2).

При создании тепловых насосов используется опыт,

накопленный в холодильном машиностроении. Однако схемы и циклы тепловых насосов могут существенно отличатся от холодильных машин. Так в схему на стороне высокого давления, последовательно с конденсатором, дополнительно включаются форконденсатор и переохладитель жидкости. Первый позволяет использовать наиболее высокую температуру рабочего вещества после компрессора. Переохладитель повышает экономичность цикла, когда ИВТ нагревается па большую разность температур (более 15 °С).

Применение рабочих веществ с наиболее благоприятными термодинамическими свойствами имеет первостепенное значение для создания высокоэффективных холодильных машин и тепловых насосов. Работы по поиску новых рабочих веществ и эффективных термодинамических циклов ведутся под руководством и при непосредственном участии И.М. Калииня в течении 25 лет [3.27; 3.28; 3.29; 3.32].

Актуальность этих работ многократно повысилась после введения в 1985 г. ограничений на производство и использование ряда широко применяемых рабочих веществ Монреальским протоколом по веществам, разрушающим озоновый слой земли в рамках Венской Конвенции об охране окружающей среды.

Поиск полноценных заменителей фтор-хлор углеродов (ФХУ) привел к все более широкому применению наряду с моновеществами (МВ) двух- или многокомпонентных рабочих веществ. Большинство из них является зеотропиыми смесями (ЗС), для которых характерна переменность температур фазовых превращений (в процессах кипения и конденсации рабочего вещества).

Термодинамические циклы па ЗС существенно отличаются от МВ и ранее изучены не были. Впервые была разработана теоретическая модель формирования характеристик

термодинамических циклов для смесевых зеотропных рабочих веществ [3.29; 3.74; 3.32]. Было показано, что для ЗС имеется больше, чем для МВ, предпосылок для реализации эффективных термодинамических циклов. Более высокая эффективность регенеративных циклов на ЗС достигается за счет двух факторов: сокращения необратимых потерь при теплообмене в основных теплообмепных аппаратах и снижения работы цикла вследствии повышения давления кипения при переохлаждении жидкого рабочего вещества. Влияние этих факторов тем больше, чем больше величина неизотермичности процессов фазовых превращений (ДТн). Разработана методика сравнительной оценки энергетической эффективности циклов на МВ и ЗС при одинаковых температурах теплоносителей. Методика базируется па определении степени обратимости базовых циклов (Ti), отвечающих единым условиям (таблица 3.1). Затем определяются коэффициенты, учитывающие изменения параметров регенеративных циклов того или иного вида по сравнению с базовым, с помощью которых сопоставляется эффективность реальных циклов. Разработан комплекс уравнений зависимости показателей эффективности

термодинамических циклов для простых (МВ) и смесевых зеотропных рабочих веществ от их теплофизических свойств, позволяющий оценивать ожидаемые характеристики систем: холодильных машин (ХМ), или тепловых насосов, вести направленный поиск рабочих веществ с заданными свойствами (таблица 3.2).

Особенностью термодинамических циклов на ЗС является то, что повышение давления кипения достигается путём переохлаждения жидкого рабочего вещества перед дросселем любым способом. В связи с этим при работе на ЗС возможно применение нескольких разновидностей регенеративных циклов: обычный регенеративный цикл Т2, в котором жидкое рабочее вещество перед дросселем (ДВ) переохлаждается в регенеративном теплообменнике (РТ) за счёт нагрева холодного пара перед компрессором; цикл ТЗ, в котором жидкое рабочее вещество (ЗС) перед ДВ переохлаждается за счёт выкипания части жидкого рабочего вещества в РТ; регенеративный цикл Т4, в котором жидкое рабочее вещество (ЗС) перед ДВ переохлаждается в РТ за счёт выкипания части жидкости и перегрева пара перед компрессором (рис. 3.9).

Таблица 3.1

Коэффициенты обратимости базовых циклов_

Таблица 3.2

Для каждого вида регенеративного цикла выведены уравнения, характеризующие изменения теплопроизводительности (фт), работы цикла (хт), коэффициента преобразования (vj/т = фт Хт), по сравнению с базовым в зависимости от определяющих термодинамических свойств рабочего вещества (табл.3.2), каковыми являются приведенные средние удельные теплоёмкости насыщенной жидкости С’ в интервале

температур кипения и конденсации и перегретого пара СР при давлении кипения. Более высокие значения С’ снижают

эффективность базового цикла. Более высокие значения СР способствуют повышению эффективности регенеративных циклов.

Рис. 3.11. Применяемые схемы и термодинамические циклы: КМ – компрессор; К – конденсатор; И – испаритель;

РТ – регенеративный теплообменник; ДВ – дроссельный вентиль

Проведённое сравнительное экспериментальное исследование систем охлаждения при работе на MB R12 и зеотропных смесевых рабочих веществах R22/R142, R290/R600 подтвердило достоверность результатов анализа термодинамических циклов по разработанной методике Калниня И.М.

На основании проведённых исследований разработаны рекомендации по наиболее рациональным для конкретных условий схемам и циклам тепловых насосов, работающих на ЗС. Это создало условия для разработки и выпуска тепловых насосов на зеотропных смесях хладонов R22 и R142b, компоненты которых выпускаются в России.

Компрессионные насосы применяются для теплоснабжения отдельных зданий или групп зданий, а также для теплоснабжения отдельных промышленных цехов или установок.

Существуют различные типы ПТН. По низкотемпературному источнику теплоты и нагреваемой среде ПТН подразделяются па типы: «вода-вода», «воздух-вода», «воздух-воздух», «вода-воздух».

ТНУ «воздух – воздух» перекачивают тепло из внешнего воздуха внутрь помещения в режиме отопления и в обратном направлении в режиме кондиционирования. Установки устойчиво работают во всем диапазоне положительных внешних температур. В южных областях России, где температура редко опускается ниже О °С, тепловые насосы типа «воздух-воздух», оснащенные вспомогательными модулями электроподогрева, обеспечивают весьма эффективное решение задач отопления и кондиционирования.

ТНУ «вода – воздух» перекачивают тепло из воды в воздух помещения и в обратном направлении. Этот тип тепловых насосов применяется в различных геотермальных схемах, в которых водяной контур распологается в земле, водоемах или использует непосредственно воду из скважин. Этот же тип насосов используется в системах с кольцевым контуром для отопления и кондиционирования больших зданий.

ТНУ «вода – вода», которые так же известны как «чиллер – котел», могут охлаждать воду в целях применения в системах кондиционирования, либо нагревать в целях отопления. В режиме отопления такие насосы наиболее эффективны, когда они производят воду с температурой до 40…50 °С и выше. Поэтому они могут использоваться в воздушных системах отопления, либо в системах теплых полов.

По типу используемого компрессорного оборудования ТНУ подразделяются на: спиральные, поршневые, винтовые и турбокомпрессорпые. По виду привода компрессора – на электроприводные, с приводом от двигателя внутреннего сгорания, газовой или паровой турбины.

В качестве рабочего тела в данных машинах используются хладопы -преимущественно фторхлорсодержащие углеводороды – фреоны.

Парокомпрессионный фреоновый ТН представляет собой двухконтурный аппарат, где фреоновый контур является герметичным. Передача тепла от источника НПТ к фреону и от фреона к воде закрытой системы отопления происходит в кожухотрубпых теплообменниках. В тепловом насосе обеспечивается замкнутый цикл движения фреона.

Тепло от низкопотеициального источника поступает в испаритель ТН, где отдает свое тепло рабочему телу, например фреону. Образовавшийся пар фреона при сжатии в компрессоре нагревается до 80-95 °С и поступает в конденсатор, где, конденсируясь, отдает свое тепло в систему отопления. Затем жидкий, но еще горячий фреон в теплообменнике отдает тепло холодной воде, нагревая ее до уровня, необходимого для горячего водоснабжения.

Охлажденный жидкий фреон поступает в дроссель, где дросселируется до давления, при котором фреон переходит в парообразное состояние при температуре низкопотеициального источника, и цикл повторяется.

Источником для работы теплового насоса может любая проточная вода с температурой от 5 до 40 °С. Чаще всего в качестве источника тепла используют артезианские скважины, нагретые промышленные сбросы, градирни, незамерзающие водоемы. В тепловом насосе имеется три основных агрегата (испаритель, конденсатор, компрессор) и три контура (хладоиовый, водяной источника и водяной отопления). Испаритель – теплообменник, где в трубках движется вода источника, а между трубок – хладагент (хладон). Пусть через испаритель проходит 10-градусная вода (например, из скважины). Путем регулировки дросселем настраивается такое давление хладона в испарителе, чтобы температура его кипения составила 2-3 °С (все хладопы имеют крутую зависимость температуры кипения от давления).

При тепловом контакте с «горячими» трубками часть хладагента вскипает, «отбирая» при этом энергию у воды. Охлажденная вода, прошедшая через испаритель, сбрасывается в другую (приемную) скважину. Испаренный хладон, в свою очередь, всасывается в компрессор, сжимается им, и, нагретый, выталкивается в конденсатор.

Конденсатор по устройству – такой же теплообменный аппарат, как и испаритель. Попадая в межтрубное пространство с температурой 70-80 °С и вступая в теплообмен с обратной водой из системы отопления (50-55 °С), хладон конденсируется на «холодных» трубках, передавая свою энергию воде. Вода в трубках нагревается, а хладагент, уже жидкий, стекает на дно конденсатора, откуда, за счет перепада давлений, через дроссель возвращается в испаритель. Так упрощенно выглядит рабочий цикл теплового насоса.

На рис.3.10 приведена принципиальная схема идеального парокомпрессионного теплового насоса. В испаритель подводится располагаемая теплота низкого потенциала при температуре Тн. Пары рабочего агента поступают из испарителя в компрессор сжимаются до давления Рк и соответствующей ему температуре насыщения Тк. В состоянии 2 сжатые пары рабочего агента поступают в конденсатор, где передают теплоту теплоносителю системы теплоснабжения. В конденсаторе пары рабочего агента конденсируются. Из конденсатора рабочий агент поступает в жидком виде в детандер (дроссельное устройство) – устройство, в котором расширение рабочего тела, производимое совместно с охлаждением, совершает полезную работу, где происходит расширение рабочего агента от давления рк до давления р0, сопровождающееся снижением его температуры и отдачей теплоты. Из детандера рабочий агент поступает в испаритель и цикл замыкается.

К основным частям теплового насоса относится испаритель, который служит для отбора тепла из окружающей среды и в котором теплоноситель из жидкости превращается в пар (испаритель конструктивно выполнен в виде кожухотрубиого, змеевикового, регистрового или пластинчатого теплообменника); конденсаторы в тепловых насосах служат для передачи тепла сжатых и нагретых паров теплоносителя к потребителю непосредственно с помощью воздуха или с помощью промежуточной водяной системы отопления (конструктивно конденсаторы выполняют кожухотрубными). При этом вода системы отопления поступает внутрь труб, а пары фреона идут по межтрубному пространству. Сжиженный фреон отводится снизу.

В парокомпрессиоином теплонасосном цикле детандер заменен простым дроссельным (регулирующим) вентилем, так как, с одной стороны, производительность детандера невелика, а с другой – стоимость установки из-за него значительно возрастает.

Рис. 3.12. Схема работы нарокомирессионного теплового насоса

Рассмотрим работу испарителя и конденсатора как теплообменников с фактической разностью температур. На стороне источника теплоты в испарителе охлаждается поток жидкости или газа. На стороне приемника теплоты в конденсаторе поток жидкости или газа нагревается. Чтобы при заданной температуре вещества, поступающего от источника теплоты, можно было использовать данную теплоту, необходимо обеспечить более низкую температуру кипения в соответствии с характеристикой компрессора. Необходимо также обеспечить более высокую температуру конденсации в конденсаторе, чем температуру вещества, подавающего тепло потребителю. В зависимости от вида среды (воздух или вода) и скорости потока с учетом дополнительной разности температур в испарителе и конденсаторе необходимо преодолеть температурный перепад между холодной’ и теплой стороной, на 10-20 °С больший, чем это предусмотрено температурами источника и потребителя тепла. Применение цикла Лоренца позволяет приблизить внутренний теплонасосиый цикл к внешним условиям.

Коэффициенты теплообмена зависят от режима потока, физических свойств веществ и геометрической формы теплообменника. Коэффициенты теплообмена имеют следующие значения, Вт/(м2 К): неподвижный газ 3-10, поток газа 10-100, поток жидкости 1000-10000, испаряющаяся жидкость 500-5000, конденсирующийся газ 500-1000.