Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Использование различных хладагентов в качестве рабочих тел для тепловых насосов 11
1.1. Общее состояние вопроса 11
1.2. Использование однокомпонентных и смесевых хладагентов в качестве рабочих тел для тепловых насосов 16
1.3. Использование природных хладагентов в качестве рабочих тел для тепловых насосов 19
1.4. Постановка задач исследования 27
ГЛАВА 2. Теоретические и экспериментальные работы по неазеотропным смесевым хладагентам 29
2.1. Подбор экологически безопасных компонентов для неазеотропной смеси 29
2.2. Неазеотропные смеси для тепловых насосов 32
2.3. Циклы тепловых насосов 36
2.4. Анализ работ по определению коэффициентов теплоотдачи при кипении неазеотропных смесей внутри труб 40
Выводы по главе 2 51
ГЛАВА 3. Исследование эффективности парокомпрессионных теплонасосных циклов на неазеотропных рабочих телах 52
3.1. Расчет циклов тепловых насосов на однокомпонентных хладагентах 52
3.2. Расчет одноступенчатых циклов парокомпрессионных тепловых насосов на смесевых хладагентах 58
3.3. Расчет циклов теплового насоса со ступенчатым сжатием на неазеотропных хладагентах 66
3.4. Эксергетический анализ одноступенчатого цикла теплового насоса на различных хладагентах 72
3.5. Анализ эффективности использования неазеотропных смесевых хладагентов в парокомпрессионном тепловом насосе при различных режимах работы 82
3.6. Эффективность использования теплового насоса на неазеотропном смесевом хладагенте для отопления коттеджа в климатических условиях Сибири 90
Выводы по главе 3 95
ГЛАВА 4. Теплообмен при кипении неазеотропных смесевых хладагентов 97
4.1. Двухфазное течение внутри горизонтальных труб
4.2. Обработка экспериментальных данных по теплоотдаче при кипении смесей внутри труб 100
Теплообмен при кипении неазеотропных хладагентов R32/R152а и R32/R134а 115
Выводы по главе 4 .
Заключение
Список условных обозначений
Список использованных источников
- Использование однокомпонентных и смесевых хладагентов в качестве рабочих тел для тепловых насосов
- Анализ работ по определению коэффициентов теплоотдачи при кипении неазеотропных смесей внутри труб
- Расчет циклов теплового насоса со ступенчатым сжатием на неазеотропных хладагентах
- Обработка экспериментальных данных по теплоотдаче при кипении смесей внутри труб
Введение к работе
Актуальность. Применение тепловых насосов является высоко эффективной энергосберегающей технологией, дающей возможность сэкономить органическое топливо, снизить до минимума загрязнение окружающей среды и удовлетворить нужды потребителей в высокопотенциальном тепле. Тепловой насос преобразует низкопотенциальную теплоту в энергию более высокого потенциала, пригодную для практического использования. В качестве рабочих тел в тепловых насосах используют хладагенты.
Глобальное потепление климата на планете способствовало выработке жестких рекомендаций и требований (Монреальский и Киотский протоколы), предъявляемых к хладагентам четвертого поколения, отличительной особенностью которых является ограничение эмиссии парниковых газов. В эту группу входят хладагенты или смеси с низким значением потенциала глобального потепления, а также природные хладагенты.
Диссертационная работа посвящена исследованию неазеотропных смесе-вых хладагентов, обеспечивающих термодинамическую эффективность работы парокомпрессионных тепловых насосов.
Целью диссертационной работы является определение энергетической эффективности парокомпрессионных тепловых насосов, работающих на неазеотропных смесевых хладагентах, удовлетворяющих требованиям, предъявляемым к хладагентам последнего поколения.
Ход исследования и структуру диссертационной работы определили
поставленные задачи:
1. Подобрать неазеотропные смеси, которые удовлетворяют требованиям,
предъявляемым к хладагентам последнего поколения, с низким значением по
тенциала глобального потепления (GWP) и с нулевым значением потенциала
истощения озонового слоя (ODP).
-
Разработать методику расчета термодинамических циклов на неазеотропных хладагентах с учетом неизотермичности фазового перехода. Исследовать одноступенчатые и двухступенчатые термодинамические циклы с неполным промежуточным дросселированием в парокомпрессионных тепловых насосах на неазеотропных хладагентах.
-
Выполнить эксергетический анализ одноступенчатого теплонасосного цикла на неазеотропных хладагентах.
-
Разработать методику определения коэффициента теплоотдачи при кипении неазеотропных смесей внутри горизонтальных труб.
Научная новизна работы заключается в следующем.
-
Разработан метод и алгоритм расчета обратного термодинамического цикла на озонобезопасных неазеотропных бинарных смесях хладагентов R32/R134а и R32/R152а с учетом неизотермичности фазового перехода.
-
Выполнен расчет циклов парокомпрессионного теплового насоса с одно- и двухступенчатым сжатием на озонобезопасных неазеотропных смесевых хладагентах R32/R134а и R32/R152а. Проведен эксергетический анализ односту-
пенчатого термодинамического цикла на неазеотропных смесевых хладагентах
R32/R134a и R32/R152a.
-
Разработана методика расчета коэффициента теплоотдачи при кипении неазеотропных смесей внутри горизонтальных гладких труб. На основе анализа экспериментальных данных определены границы режимов кипения. Предложены обобщающие зависимости для определения коэффициента теплоотдачи при кипении в горизонтальных гладких трубах справедливые для всех исследованных однокомпонентных веществ и смесей.
-
Установлено, что при вынужденном течении парожидкостного потока в трубах при пузырьковом кипении диффузионные процессы существенной роли не играют.
-
Предложена зависимость для определения коэффициента теплоотдачи в области испарения при вынужденной конвекции. Полученная зависимость описывает результаты экспериментальных данных по однокомпонентным хладагентам и неазеотропным смесям с точностью ± 30%.
На защиту выносятся основные научные положения и результаты, сформулированные в Заключении.
Теоретическая и практическая значимость работы. Полученные результаты в ходе проведенных исследований могут быть использованы при расчете и проектировании парокомпрессионных тепловых насосов, использующих в качестве рабочего тела неазеотропные смесевые хладагенты.
Предложенная в работе зависимость для определения коэффициента теплоотдачи в области испарении при вынужденной конвекции может быть рекомендована для расчета испарителей. Именно в таком режиме, согласно термодинамическому циклу, работают испарители тепловых насосов. Данная зависимость учитывает особенности процесса кипения неазеотропных смесей.
На примере натурного объекта проведены оценочные исследования эффективности использования теплоты грунта с горизонтальной прокладкой трубопроводов низкопотенциального подземного контура для теплонасосного теплоснабжения малоэтажных жилых домов в климатических условиях Западной Сибири. Накопленные данные в ходе выполнения исследования позволили выработать рекомендации к использованию неазеотропных смесей в тепловых насосах.
Методы исследования. Полученные результаты в работе основываются на применении термодинамических, эксергетических и теплофизических методов исследования, учитывающих фундаментальные закономерности технической термодинамики и теплопередачи.
Достоверность результатов подтверждается хорошим соответствием экспериментальных данных различных авторов с зависимостью, предложенной в работе для определения коэффициента теплоотдачи для режима испарения при вынужденной конвекции. При этом теплофизические и термодинамические свойства хладагентов и смесей определялись по международной базе данных NIST Standard Reference Database 23 (Version 8.0).
Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы бы-ли доложены и обсуждались на Всероссийской конференции «XXXII Сибир-ский теплофизический семинар» (Новосибирск, 2015), на школе - семинаре «Тепломассоперенос в системах обеспечения тепловых режимов энергонасыщенного технического и технологического оборудования» (Томск, 2015), на XX Всероссийской научно-технической конференции “Энергетика: эффектив-ность, надежность, безопасность” (Томск, 2014); на Шестой Российской на-циональной конференции по теплообмену (Москва, 2014); на XXI Научной международной конференции “Актуальные вопросы теплофизики физической гидрогазодинамики” (Алушта, 2013, 2015); на Международной конференции “Энергетика, экология, экономика: эффективные пути комплексного развития” (Алушта, Украина, 2013); на ХIХ Школе-семинаре молодых ученых и специа-листов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева (Орехово-Зуево, 2013); на научно-практической конференции “Энерго- и ресурсоэффективность малоэтажных жилых зданий” (Новосибирск, 2013, 2015); на XVII Междуна-родной научно-практической конференции аспирантов и молодых ученых “Современные техника и технологии” (Томск. 2011); на Международной моло-дежной научной школе “Энергия и человек” (Томск 2011); на Всероссийском форуме научной молодежи “ЭРЭЛ – 2011” (Якутск 2011); на IV Международ-ной научно-практической конференции “Традиции, тенденции и перспективы в научных исследованиях” (Чистополь, 2009); на VI Школе-семинаре молодых ученых и специалистов академика РАН В.Е. Алемасова (Казань, 2008); на II Школе молодых ученых “Актуальные проблемы освоения возобновляемых энергоресурсов” (Махачкала, 2008); на V Межрегиональной научно-технической конференции студентов и аспирантов “Информационные техно-логии, энергетика и экономика” (Смоленск, 2008); на ХVI Школе-семинаре молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леон-тьева (Санкт-Петербург, 2007); на Всероссийской школе семинаре молодых ученых «Физика неравновесных процессов в энергетике и наноиндустрии» (Новосибирск, 2007); на Всероссийской научно-технической конференции "Энергетика: экология, надежность, безопасность" (Томск, 2002), Российской конференции молодых ученых «Актуальные вопросы теплофизики и физиче-ской гидрогазодинамики» (Новосибирск, 2000; 2008; 2010).
Связь с планами основных научно-исследовательских работ. Работа выполнена в Институте теплофизики им. С.С. Кутателадзе СО РАН в рамках проекта №14-08-31621 “Комплексное исследование эффективности применения неазеотропных хладагентов в качестве рабочих веществ в парокомпресси-онных тепловых насосах” при поддержке Российского фонда фундаментальных исследований.
Публикации. Основные положения и результаты диссертационной работы опубликованы в 26 печатных работах. Из них 3 научные статьи в рецензируемых журналах, входящих в перечень, рекомендованный ВАК; 4 научные
статьи в рецензируемых журналах; 19 публикаций в материалах всероссийских и международных конференций.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка условных обозначений и списка использованных источников. Общий объем диссертационной работы составляет 137 страниц, включая 43 рисунка, 25 таблиц. Список используемых источников включает 129 наименований.
Использование однокомпонентных и смесевых хладагентов в качестве рабочих тел для тепловых насосов
При проектировании теплонасосной техники на рабочих телах природного происхождения необходимо оценивать их преимущества и недостатки. Аммиак (R717) Аммиак (NH3) уже более 100 лет используется во многих странах в качестве хладагента в крупных холодильных установках в разных отраслях промышленности, где необходимо получение низкотемпературного холода. Аммиак ядовит, но он легко обнаруживается по запаху в концентрациях, значительно ниже уровня токсичности. Аммиак имеет высокую энергетическую эффективность, но он горюч, взрывоопасен. Несмотря на отсутствие прямого влияния на озоновый слой и парниковый эффект аммиак ограничен некоторыми сферами применения и географическими регионами. Степень чистоты аммиака, используемого в качестве хладагента, составляет 99,98 %, в нем практически отсутствуют вода и другие примеси. Аммиак легко доступен, недорог, работает при давлениях, сопоставимых с другими хладагентами, способен при испарении поглощать большое количество тепла. Аммиак обладает чрезвычайно высокой разностью энтальпий при фазовых переходах. Хладагент R717 не подходит для перевода существующих установок, они должны быть спроектированы и изготовлены заново. В Норвегии с начала 1990-х годов было установлено несколько сот аммиачных тепловых насосов. Большинство систем было установлено в крупных зданиях (200 кВт – 2 МВт) и в районных системах отопления и охлаждения (700 кВт – 8 МВт). Имеется также значительное количество аммиачных тепловых насосов, входящих в состав оборудования ледовых катков, а также промышленных установок (сушильные агрегаты, рыбозаводы и т.д.). В 1994 году в исследовательском центре Statoil в Трондхейме была установлена аммиачная теплонасосная система (900 кВт) для отопления и охлаждения помещений, а также для получения горячей воды. Теплопроизводительность и холодопроизводительность для здания площадью 28 000 кв. метров составляют 1,5 и 1,35 МВт соответственно. Поскольку машинный зал размещается в здании на первом этаже, он выполнен герметичным с самозакрывающимися дверями, причем двухступенчатая вентиляционная система поддерживает вокруг установок постоянное разрежение. К другим мерам безопасности относятся газоанализаторы с системой аварийной сигнализации и выполненный по спецзаказу аммиачный скруббер. Самый большой в Норвегии чиллер и система тепловых насосов были установлены в 1998 г. в аэропорту «Гардермоэн» в Осло. Максимальные значения тепло- и холодопроизводительности составляют 7,5 и 6,0 МВт соответственно. Обе одноступенчатые аммиачные теплонасосные установки оборудованы кожухотрубными испарителями и конденсаторами, хотя переход на пластинчатые аппараты позволил бы существенно сократить объем заправки аммиаком. Из-за токсичности рабочего вещества и его значительного количества машинный зал имеет герметичное исполнение, расположен на расстоянии примерно 1 км от здания терминала и оборудован сигнализаторами утечек и надежной системой аварийной вентиляции [11]. В России аммиачные холодильные установки применялись (и в ряде случаев применяются) в различных производственных комплексах, на предприятиях перерабатывающей промышленности и сельского хозяйства, в крупных распределительных холодильниках и хладокомбинатах. Анализу достоинств и недостатков аммиака в сравнении с хладонами посвящено множество публикаций [12, 13, 14], но однозначного ответа на этот вопрос до сих пор нет. Определенно можно сказать лишь о том, что он не относится ни к озоноразрушающим веществам (ODP = 0), ни к парниковым газам (GWP = 0), что в условиях повсеместного вывода из потребления и тех и других делает аммиак приемлемой альтернативой ГХФУ. Благодаря высокому энергетическому КПД потенциал косвенного глобального потепления аммиака сравнительно низок. Рассматривая состояние и перспективы применения аммиака в холодильной отрасли России, следует говорить о трех составляющих вопроса: технико-экономической; правовой и организационно-технической; общественно-политической. В технико-экономическом аспекте первый вопрос -доступность и стоимость аммиака. В России, как и во всем мире, холодильная отрасль потребляет аммиак не более 5 % от производимых объемов. Гораздо более серьезная проблема - отсутствие в России производства современного холодильного оборудования и комплектующих (включая системы автоматического управления и контроля параметров) для аммиачных холодильных установок. Правовые и организационно-технические сложности при увеличении объемов применения аммиака в качестве холодильного агента обусловлены в первую очередь его высокой токсичностью и потенциальной взрывоопасностью. Хотя в России уделяют большое внимание вопросам промышленной безопасности в целом и безопасности аммиачных холодильных установок [15, 16, 17].
Увеличение объемов применения аммиака в качестве холодильного агента с одновременным обеспечением безопасной эксплуатации действующих и вновь создаваемых АХУ является общегосударственной задачей не только технического, но также экологического и социального характера. На сегодняшний день эти задачи до конца не решены.
Анализ работ по определению коэффициентов теплоотдачи при кипении неазеотропных смесей внутри труб
В других работах авторы: Torikoshi ahd Ebisu [70] исследовали теплоотдачу при кипении смеси R32/R134a (30/70) при температуре 0 С. Они отмечают, что при расходе 91 кг/м2-с коэффициент теплоотдачи ниже на 30% по сравнению с однокомпонентным хладагентом, а при расходе 182 кг/м2 с коэффициент теплоотдачи ниже на 20%.
Rohlin [71] при изучении кипения смеси R22/R142b (60/40) при температуре насыщения 0 С показывает, что коэффициенты теплоотдачи при кипении смесей могут быть значительно меньше по сравнению с однокомпонентным хладагентом (на 40%).
Шуршев и др. [43, 44] проводили экспериментальные исследования теплоотдачи при кипении смеси R22/R142b внутри горизонтальной трубы с внутренним диаметром 13 мм при различной массовой концентрации R22 в смеси на входе в трубу. Авторы отмечают, что величина коэффициента теплоотдачи определяется совместным действием массообмена, пузырькового кипения, вынужденного движения жидкости и теплофизических свойств смеси, а также режимов течения. При концентрации R22 в жидкости более 70% коэффициент теплоотдачи исследованной смеси больше, чем у R12. Процессы теплоотдачи при кипении двойных и тройных смесей, которые рассматриваются в качестве замены существующих хлорсодержащих хладагентов R12 и R22 рассматривали: а) Sami et al. [72] изучали изменение коэффициента теплоотдачи при кипении смеси R22/R152a/R114 (53/19/28) и смеси R22/R152a/R124 (50/20/30). Замечено, что коэффициент теплоотдачи для этих двух тройных смесей ниже, чем для R22 и выше, чем для R12. Коэффициент теплоотдачи смеси для R22/R152a/R124 выше, чем для R22/R152a/R114; б) Wattelet et al. [73] исследовали коэффициент теплоотдачи смеси R22/R124/R152a (52/33/15) и сопоставляли его с однокомпонентными хладагентами R12 и R134a. Для кольцевого потока (при массовой скорости 200 - 500 кг/м2-с и при значении теплового потока 5 - 30 кВт/ м2) у смеси коэффициент теплоотдачи сопоставим с R134a и на 10% выше чем коэффициент теплоотдачи для R12.; в) Uchida et al. [74] исследовали смесь R32/R125/R134a (30/10/60) внутри горизонтальных труб с гладкой, мелкоребристой и кросс-рифленой внутренней поверхностью. Обнаружено, что при использовании кросс-рифленой трубы можно получить высокий коэффициент теплоотдачи для смеси. Коэффициент в три раза выше, чем в гладких трубах и на 20 - 40% выше, чем в мелкоребристых трубах; г) Sundaresan et al. [75] изучали коэффициенты теплоотдачи R410A и R407C (R32/R125/R134a) в гладкой и мелкоребристой трубах. Обнаружено, что коэффициенты теплоотдачи смеси R410A являются самыми высокими. В гладких трубах коэффициенты теплоотдачи R410A на 25% выше, чем для R407C. В мелкоребристых трубах коэффициенты теплоотдачи для смеси R410A на 29% выше, чем для R407C. д) в работе Букина и др. [45] представлены результаты по экспериментальному исследованию смеси R32/R125/R134a как в гладких трубах, так и в трубах с ленточным турбулизатором. Показано, что применение ленточных турбулизаторов является эффективным средством повышения коэффициента теплоотдачи при течении двухфазных потоков внутри горизонтальных труб. Для проектирования и моделирования теплообменных аппаратов необходимы уравнения для расчета коэффициента теплоотдачи при кипении смесей, учитывающие особенности процесса. Для однокомпонентных веществ предложено значительное число корреляций. Тем не менее, лишь немногие уравнения пригодны для смесей хладагентов. Применимость этих общих соотношений для смесей должна быть доказана.
Рассмотрим краткий обзор распространенных корреляций. Другие корреляции представлены в работах: Wang and Chato s [76], Thome s [77] и Radermacher and Hwang [78]. Представленные модели можно классифицировать на несколько категорий.
К первой категории относятся модели Chen, Bennett-Chen, Gungor-Winterton, Jung и др. Chen [79] предложил метод расчета коэффициента теплоотдачи при кипении смесей в трубах, который основывается на том, что процесс парообразования и процесс конвекции проявляются во всем диапазоне и их вклады суммируются: а = ак + аБ0 ак = 0.023 (hq / d)-Retp-8-PrUq0A -F Re tp = G(1-x)d.F(Xtt)
Значения двух безразмерных функций S и F, которые учитывают изменение теплоотдачи за счет кипения и за счет вынужденной конвекции, получены эмпирическим путем. Коэффициенты теплоотдачи при пузырьковом кипении считаются по уравнению, предложенному Foster, Zuber [80], а вклад конвекции в теплоотдачу по работе Dittos, Boelter [81]. Рассмотренная выше корреляция выполнена для таких веществ как вода, метанол, циклогексан и пентан.
Изменения относятся к определению коэффициентов теплоотдачи при конвекции и при пузырьковом кипении. Авторы работы при определении вклада конвекции учитывают число Прандтля, а при определении вклада пузырькового кипения в теплоотдачу учитывают поверхностное натяжение и разность плотностей между жидкой и паровой фазами. Полученное соотношение основано на экспериментах со смесью этиленгликоля и воды в вертикальном канале. Gungor and Winterton (1986) [83] предложили следующее соотношение для горизонтальной и вертикальной трубы:
В этом соотношении поправочные коэффициенты (Е и S) получены при обработке более 4300 точек экспериментальных данных для воды, хладагентов и этиленгликоля, охватывающие данные 28 авторов по 7 жидкостям, в основном при кипении насыщенной жидкости в вертикальных и горизонтальных трубах, причем, значительная часть информации относится к кипению недогретой жидкости в кольцевых каналах. При вычислении коэффициента теплоотдачи при кипении в большом объеме авторы используют формулу Cooper [84].
Расчет циклов теплового насоса со ступенчатым сжатием на неазеотропных хладагентах
Наиболее приемлемыми с экологической точки зрения являются хладагенты R152а и R32. Результаты расчетов энергетических показателей R152а и R134а имеют близкие значения к R12. Хладон R134а по теплопроизводительности немного превосходит R12. Теплопроизводительность теплового насоса, полученная на хладоне R32, превосходит соответствующие значения на R12 в два раза.
На рисунке 3.1 представлены результаты расчета зависимости коэффициента преобразования от разности температур кипения и конденсации. Из графика видно, что зависимость коэффициента преобразования от разности температур кипения и конденсации для различных хладагентов отличаются незначительно. Это дает основания предполагать, что выбранные хладоны могут сделать достойную замену хладону R12.
Проведен расчет для теплового насоса, состоящего из испарителя, компрессора, конденсатора и переохладителя. В данном расчете теплота, отобранная от теплоносителя (после конденсатора) идет на перегрев паров хладагента перед входом в компрессор. В первом случае расчеты проведены для теплового насоса с переохладителем, передающим теплоту, отобранную от хладагента, только на перегрев паров хладона поступающих в компрессор (рисунок 3.2). Во втором случае, незначительная часть теплоты, отобранной у хладагента после конденсатора идет на перегрев паров после испарителя и оставшаяся большая часть теплоты идет к потребителю на нужды горячего водоснабжения ГВС (рисунок 3.3.).
Схема цикла теплового насоса работающего в режиме отопления ОТ и горячего водоснабжения ГВС Расчет коэффициента преобразования проводился для хладагентов Ш34а и R152a. В качестве низкопотенциального источника используется вода из скважины с температурой воды 24 C. Для расчетов температура кипения хладагента в испарителе теплового насоса принята 19 C. Перегрев хладона после испарителя задан 3 C. Температура переохлаждения - для каждого случая имеет свое значение исходя из равенства разности энтальпий и рассчитывается по зависимости // - ij = i3 - i4 (только для рисунка 3.2). Пары хладона, образующиеся при кипении, всасываются компрессором, благодаря чему в испарителе всегда поддерживается низкое давление и, следовательно, низкая температура. Далее в компрессоре пары хладона сжимаются и нагнетаются в конденсатор где, конденсируясь, отдают свое тепло воде. Из конденсатора жидкий хладон попадает в переохладитель, где отдает часть своего тепла воде. Пройдя через дросселирующее устройство, хладон попадает в испаритель и рабочий цикл повторяется. Проведены расчеты таких циклов на разных рабочих телах. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.3.
Более высокие значения коэффициента преобразования теплового насоса работающего на ГВС, по сравнению с полученными результатами в совместном режиме работы ОТ + ГВС объясняются тем, что разница между температурой кипения и конденсации в режиме ГВС меньше. Соответственно и работа сжатия меньше. И, как следствие, получается более высокий коэффициент преобразования. В действительности же режим, в котором тепловой насос работает одновременно на нужды отопления и горячего водоснабжения более выгоден. Так как в таком цикле более полно используется тепло конденсата и температура воды, идущей на отопление выше, чем в режиме ГВС.
Рассчитан цикл теплового насоса, работающего в режиме отопления (рисунок 3.2.). Расчет произведен для отобранной группы озонобезопасных однокомпонентных хладагентов. Для сравнения полученных результатов используем данные, полученные на хладоне R12 при одинаковых начальных условиях. Все расчеты произведены при неизменной температуре кипения хладагента в испарителе теплового насоса t0 = 19 C. Перегрев паров хладона после испарителя принят 3 С. Теплота, идущая на перегрев, снимается после конденсатора. Температура конденсации изменяется от 60 до 80 С. Результаты расчетов в контрольных точках цикла представлены в таблицах 3.4 - 3.5. В таблице 3.4 отсутствуют значения для R32 при температуре конденсации 75С и 80С, т.к. критическая температура для данного хладагента ниже расчетной температуры кипения.
На рисунке 3.4 показана зависимость коэффициента преобразования от температуры конденсации для различных хладагентов. Расчет проведен для теплового насоса, работающего по теплонасосному циклу в режиме отопления (рисунок 3.2.). Таблица 3.4 - Расчет энтальпий хладагентов R12 и R32 в контрольных точках цикла и коэффициента преобразования при различных температурах конденсации
Коэффициент преобразования, полученный на хладоне R152а, превосходит R12 при различных температурах конденсации от 2% до 3%, и чем выше температура конденсации, тем эффективнее применение хладагента R152a. Данные для хладона R134а уступают значениям, полученным на хладагенте R12 от 2.5% до 6.7% при различных температурах конденсации. Причем при повышении температуры конденсации разница увеличивается. В данном диапазоне температур кипения и конденсации хладагент R32 уступает R12 на 10 %.
Обработка экспериментальных данных по теплоотдаче при кипении смесей внутри труб
Традиционными средствами теплоснабжения коттеджей и загородных домов являются газовые и электрические нагревательные устройства мощностью до 30 кВт. Отпускные цены на природный газ и электроэнергию непрерывно растут. Тепловые насосы представляют реальную энергосберегающую альтернативу традиционным видам отопления и широко используются в странах с умеренно-холодным климатом. Мнения специалистов о проблеме их эффективного использования в природно-климатических условиях Сибири расходятся, что предопределяет необходимость проведения натурных сравнительных исследований этой технологии теплоснабжения в природно-климатических условиях Сибири. С учетом наметившейся тенденции, по созданию в нашем регионе новых жилых поселков с использованием для теплоснабжения малых тепловых насосов, работающих на тепле сухого грунта, это направление приобретает высокую социальную значимость.
Для теплонасосного теплоснабжения малоэтажных жилых домов большой практический интерес представляет задача использования тепла грунта с применением горизонтальной, вертикальной или горизонтально-наклонной прокладки трубопроводов низкопотенциального контура. Затраты на их создание нередко сопоставимы со стоимостью тепловых насосов, так например, для горизонтальной прокладки требуются участки большой площади и строительная техника. А для вертикального контура необходимо дорогое бурильное оборудование.
Для оценки эффективности теплонасосного теплоснабжения малоэтажных жилых домов с применением тепловых насосов была достигнута договоренность с владельцем дома о проведении натурных испытаний. Исследуемый объект расположен в пригородной зоне г. Новосибирска. И представляет собой коттедж площадью 270 м2, имеющий два этажа, подвал, гараж.
На прилегающем к коттеджу земельном участке на глубине 1,5…2,0 м был проложен горизонтальный контур из дюймовых полипропиленовых труб общей протяженностью 1000 м, создан современный контур отопления здания. Контур представляет собой полиэтиленовую трубу с наружным диаметром 26 мм. Низкопотенциальный контур заправлен незамерзающим теплоносителем (этиленгликоль) до температуры -20 С. На рисунке 3.18 показана прокладка горизонтального подземного контура низкопотенциального источника тепла.
В подвальном помещении установлен опытный тепловой насос номинальной теплопроизводительностью 12 кВт, работающий на озонобезопасном смесевом хладагенте R407С (Рисунок 3.19). Сюда же выведены все присоединительные коллекторы системы отопления и низкопотенциального источника тепла. Система отопления здания радиаторного типа с увеличенным числом секций от 18 до 24 шт. под каждым окном. Все системы теплового насоса оборудованы измерительными приборами, сбор данных производился в автоматическом режиме.
Проведенные экспериментальные измерения [106] показали, что средняя температура теплоносителя низкопотенциального контура на входе в испаритель теплового насоса при вышеуказанной глубине закладки трубопроводов подземного контура в ноябре составила +2 С, а на выходе из него снижается до отрицательных температур. С понижением температуры наружного воздуха происходит вымораживание участка. Такой температурный режим сужает область эффективных режимов теплоснабжения теплонасосной техники и предопределяет комплексный характер последующих исследований.
Для сопоставления экспериментальных данных с расчетными величинами был выполнен теоретический расчет показателей теплового насоса. Теплота, отобранная от теплоносителя (после конденсатора) идет на перегрев паров хладагента перед подачей в компрессор. В качестве рабочего тела в тепловом насосе использовалась неазеотропная трехкомпонентная смесь R407C. При обработке опытных данных свойства исследуемой смеси R407C определялись по базе данных NIST.
В таблицу 3.18 сведены значения температур в контрольных точках цикла (соответствует обозначению рисунка 3.11), полученные в ходе эксперимента. Таблица 3.18- Температуры в контрольных точках цикла
Хладагент Тип скважины Температура в контрольных точках цикла, С Глайд, С испаритель/конденсатор 1 2 3 5 R407С горизонтальная -3 4 45 41 -10 7/4
Расчет эффективности одноступенчатого теплонасосного цикла на R407С для низкопотенциального контура с горизонтальной прокладкой земляного контура представлен в таблице 3.19. Следует отметить, что данные расчеты справедливы для рассматриваемого месяца, дальнейшие результаты могут изменяться вследствие уменьшения теплопритоков с земли к исследуемому контуру.
Для действующего теплового насоса выполнен эксергетический анализ используемого термодинамического цикла. Полученные расчетные значения потерь эксергии и эксергетического КПД для каждого элемента парокомпрессионного теплового насоса приведены в таблице 3.20. На основании результатов эксергетического анализа можно определить последовательность и целесообразность усовершенствования в конструкции теплового насоса. Учитывая то, что Новосибирская область находится в зоне холодного климата, применение теплонасосных технологий для теплоснабжения малоэтажных жилых домов может быть очень востребовано. При этом экономия при потреблении возобновляемых ресурсов может составлять порядка 40 - 45%.