Розрахунок параметрів циклу парокомпресійного теплового насосу

Відповідно до наведеної на мал. 2.3 схеми необхідно використовувати тепловий насос з двома конденсаторами - з однаковою температурою конденсації, в кожному з яких буде послідовно підігріватися один і той же потік газу перед першою і другою сходинкою редукування (тиск газових потоків при цьому буде різним). Необхідно враховувати той факт, що теплове навантаження конденсаторів буде різним, оскільки ступінь нагрівання в них природного газу (при однакових витратах) різна - схема на рис. 2.3.

Цикл звичайної одноступеневої парокомпресійної холодильної машини представлений на мал. 3.4.

Малюнок 3.4 Цикл одноступеневої парокомпресійної холодильної машини (теплового насосу) в TS діаграмі

На мал. 3.4: процес 1,2 '- адіабатне стиснення парів холодоагенту в компресорі (S = const); процес 1,2 - реальний процес стиснення холодоагенту в компресорі; процес 2,3 - охолодження парів холодоагенту в конденсаторі (Р = const); процес 3,4 - конденсація парів холодоагенту в конденсаторі (Р = const); процес 4,5 - переохолодження рідкого холодоагенту (Р = const); процес 5,6 - дроселювання (h = const); процес 6,7 - випаровування холодоагенту в випарники (Р = const).

Методика розрахунку енергетичних характеристик парокомпресійного теплового насосу наведена нижче.

Питома холодопродуктивність (Дж/кг):

- якщо нагрів парів холодоагенту (процес 7,1) відбувається в регенеративному теплообміннику (регенеративний цикл): (3.1)

- якщо нагрів парів холодоагенту (процес 7,1) відбувається в випарнику холодильної машини (не регенеративний цикл): , (3.1*)

де h7 і h6, h1 - ентальпії, визначені за T-S діаграмою в точках 6 та 7 (мал. 3.4).

Питома адіабатна робота стиснення (Дж/кг): . (3.2)

Теоретичний холодильний коефіцієнт: . (3.3)

Питома теплопродуктивність (Дж/кг):

- якщо цикл регенеративний: . (3.4)

- якщо цикл не регенеративний: . (3.4*)

Теоретичний коефіцієнт перетворення теплового насосу:

. (3.5)

Масова витрата холодоагенту в холодильній машині (кг/с): , (3.6)

. (3.6*)

де Q₀ - холодопродуктивність холодильної машини, Вт.

Коефіцієнт подачі можна визначити за досвідченими графіками залежно від співвідношення тиску конденсації та кипіння. Або можна розрахувати за формулами: . (3.7)

Коефіцієнт підігріву: , (3.8)

де Т₀ і Т_к - температури кипіння і конденсації, К.

Коефіцієнт видимих об'ємних втрат:

, (3.9)

де DР_ВС - депресія на вході до компресорів, можна прийняти DР_ВС=0,005 МПа; DР_Н - депресія на нагнітанні, можна прийняти DР_Н=0,01 МПа; с - відносний мертвий простір, можна прийняти с = 0,05.

Холодопродуктивність (кВт): .(3.10)

Теплопродуктивність теплового насосу (теплове навантаження конденсатора холодильної машини) (кВт): .(3.11)

Дійсна потужність, що витрачається холодильною машиною (тепловим насосом) (кВт):

, (3.12)

де η - загальний ККД.

,(3.13)

де η_i - індикаторний ККД компресора, що враховує відміну дійсного робочого процесу від теоретичного (ізоентропного) - відмінність процесів 1,2 та 1,2' на мал. 3.1; η_мех - механічний ККД компресора, що враховує втрати, викликані тертям; η_п - ККД передачі; η_д - ККД двигуна компресора.

Індикаторний ККД орієнтовно можна обчислити за емпіричними формулами: (3.14)

При наближених розрахунках можна прийняти: η_мех = 0.85; η_п = 0.95; η_д = 0.95.

Дійсні холодильний коефіцієнт і коефіцієнт перетворення (відповідно):

, (3.15)

. (3.16)

Кількість теплоти, необхідної для підігріву газу, визначається за формулою:

(3.17)

де Q_к - кількість теплоти для підігріву газу від початкової температури t_вх(на вході у підігрівач) до кінцевої t_вих(на виході з нього), Вт; C_р - теплоємність газу, Дж/(кг·К ); т – масова витрата газу, кг/с.

Приймаємо відносну щільність природного газу по повітрю при 20 °С, що дорівнює 0.607 (за [34] умовно для газу Шебелинського родовища).

Потрібно враховувати, що підігрів газу здійснюється двоступенево: у першій ступені від 3 °С до 45 °С, у другій - від мінус 12 °С до 45 °С.

Середня температура газу при його підігріві від 3 °С до 45 °С становить 24°С. При даній температурі і щільності за графіком на рис. 3.4 знаходимо Cp=2.09 кДж/(кг·К).

Аналогічно для другого ступеня середня температура газу при його підігріві від - 12 °С до 45 °С становить 16.5 °С. При даній температурі і щільності за графіком на мал. 3.5 знаходимо Ср=2.03 кДж/(кг·К).

Мал. 3.5 Залежність питомої теплоємності вуглеводневих газів від температури і відносної щільності [24]

Так як комерційна витрата газу приведена до т.зв. стандартних умов Т=293 К і Р=1.013·10⁵ Па, то знаходимо щільність газу при цих умовах: кг/м³, (3.18)

де 1.204 кг/м³ – щільність сухого повітря при Т=293 К і Р=1.013·10⁵ Па [17].

Так як розрахунок теплового насосу будемо вести для однієї нитки редукування, то розрахункову витрату природного газу приймемо рівною 150000/5=30000 м³/год.

Вт (3.19)

Вт (3.20)

Вт (3.21)

Оскільки метою диплому був вибір енергетично ефективного робочого тіла теплового насосу, то доцільно виконати розрахунок циклу і визначити енергетичні характеристики для декількох холодоагентів, описаних у попередньому розділі. Розрахунок виконувався за методикою, зазначеної вище з використанням програми Refprop для прийнятих холодоагентів. Результати розрахунку наведені у табл. 3.1. При цьому для розрахунку приймалися такі вихідні дані:

- температура конденсації на 10 °C більша температури природного газу на виході з ТН – 45 °C;

- температура кипіння на 10 °C менша температури навколишнього повітря на вході у ТН, для аналізу вибору холодоагенту розрахунок будемо виконувати для середньої у зимовий період температури повітря для Одеської області мінус 0.5 °C, тобто температура у випарнику мінус 10.5 °C;

- переохолодження рідкого холодоагенту на виході з конденсатора 30 °C;

- перегрів випарів холодоагенту перед входом у компресор 10 °C.

Як видно з наведених у табл. 3.1 розрахунків, найбільшу величину коефіцієнта перетворення забезпечує застосування холодоагенту R600а (ізобутану). Він у даний час вже широко використовується в різному обладнанні, в т.ч. у побутових холодильниках, незважаючи на його пожежонебезпечність.

Таблиця 3.1 Результати розрахунку циклу теплового насосу на декількох холодоагентах

Параметр	R134а	R410а	R600а	R245fa
Р0, МПа	0.19667	0.56282	0.10637	0.031957
Рк, МПа	1.4915	3.4352	0.77299	0.40005
t0, ºС	-10.5	-10.5	-10.5	-10.5
tk, ºС
h1, Дж/кг	401.28	428.32	556.78	405.63
h2, Дж/кг	446.01	483.10	634.88	474.09
h3, Дж/кг	425.15	418.46	627.22	444.50
h4 ,Дж/кг	279.47	296.57	335.25	273.25
h5 ,Дж/кг	234.58	239.11	259.22	232.53
h6, Дж/кг	234.58	239.11	259.22	232.53
h7, Дж/кг	392.36	417.79	540.26	396.81
q0, Дж/кг
la, Дж/кг
εТЕОР	3.73	3.45	3.81	2.53
qk, Дж/кг
μТЕОР	4.74	4.45	4.81	3.53
M, кг/с	5.863	5.080	3.30	5.132
Qk, Вт
λi	0.64158	0.73460	0.63260	0.244141
λw	0.80	0.80	0.80	0.80
λ	0.51326	0.58768	0.50608	0.195313
Q0, кВт	977.362	961.187	981.948	888.349
ηi	0.7737	0.7737	0.7737	0.7737

N, кВт	441.874	468.884	434.254	591.974
εД	2.212	2.050	2.261	1.501
µД	2.805	2.644	2.854	2.094

Для підвищення ефективності розглянутого теплового насосу в даному застосуванні можна розглянути кілька варіантів циклу з різними значеннями переохолодження рідкого холодоагенту після конденсатора (Δt_{переохол}=t₄-t₅). У розглянутому варіанті, де тепло конденсації передається природному газу, який нагрівається від температури 3 °С (у зимовий час) до 45 °С можливо за рахунок протитечійної схеми руху теплоносіїв (переохолоджуваного холодоагенту і природного газу) досить сильно переохолодити холодоагент, отримавши від нього більше теплоти (при однаковому енергоспоживанні компресором). То можна підвищити коефіцієнт перетворення теплового насосу, який розглядається і підвищити його енергоефективність.

Отже, слід вибрати максимально можливе переохолодження в проектованому тепловому насосі, яке відповідає температурі на виході з переохолоджувача приблизно на 10 °С вище температури охолоджуючого середовища (в даному випадку - це природний газ) температура якого може залежно від сезону на першій ступені нагріву складати, як показано вище, від 2.8 °С до 19.5 °С. Отже, для зимового періоду можна прийняти температуру на виході з переохолоджувача 13 °С, що відповідає Δt_{переохол} = 42 °С, а для літнього - 29 °С, що відповідає Δt_{переохол} = 26 °С. А якщо використовувати холод природного газу після першого ступеня редукування (його температура мінус 12 °С) незалежно від сезону, то можна отримати температуру на виході з переохолоджувача мінус 2 °С, а Δt_{переохол} = 57 °С!

Вважається [36], що зниження температури холодоагенту, що переохолоджується, на один градус відповідає підвищенню продуктивності нормально функціонуючої холодильної установки приблизно на 1% при тому ж рівні енергоспоживання. Ефект досягається за рахунок зменшення при переохолодженні частки пару в парорідинній суміші, що надходить з терморегулюючого вентиля (ТРВ) у випарник.

Залежно від розмірів і конструкції холодильних установок реалізувати цей фактор можна в додатковому теплообміннику, що встановлюється на рідинній лінії між ресивером та ТРВ випарника, різними способами.

Виконаємо розрахунок величини коефіцієнта перетворення при різних Δt_{переохол}. Результати розрахунку наведені в таблиці 3.2. Параметри циклу - аналогічні наведеним в табл. 3.1 для вибраного вище холодоагенту R600а.

Таблиця 3.2 Результати розрахунку циклу теплового насосу при різних значеннях величини переохолодження холодоагенту

Δtпереох, °С
h5 = h6, Дж/кг
q0, Дж/кг
εТЕОР	3.17	3.49	3.68	3.81	4.12	4.18	4.62
qk, Дж/кг
μТЕОР	4.17	4.49	4.68	4.81	5.12	5.18	5.62
M, кг/с	3.805	3.531	3.388	3.30	3.102	3.066	2.824
Qk, Вт
Q0, кВт	942.35	963.86	975.10	981.95	997.29	1000.16	1019.01
N, кВт	500.7	464.65	445.83	434.25	408.20	403.46	371.62
εД	1.882	2.074	2.187	2.261	2.443	2.479	2.742
µД	2.476	2.668	2.780	2.854	3.037	3.072	3.336

Як видно з наведених у табл. 3.2 результатів розрахунку, збільшення переохолодження холодоагенту після конденсатора призводить до істотного підвищення коефіцієнта перетворення.

Мал. 3.3 Залежність коефіцієнта перетворення від температури переохолодження

Дата добавления: 2015-07-13