Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Физические основы работы и классификация парокомпрессионных ТНУ . 10
1.1. Обзор развития парокомпрессионных теплонасосных установок. 10
1.2. Сравнительный анализ эффективности различных источников теплоснабжения . 16
1.3. Источники низкопотенциальной теплоты. 20
1.4. Обзор применения ТНУ за рубежом и в России 26
1.5. Рабочие тела ПТНУ, обзор, перспективы развития. 41
Глава 2. Математическая модель парокомпрессионной ТНУ . 49
2.1. Анализ существующих математических моделей. 49
2.2. Методики расчета основных теплообменных аппаратов в составе ТНУ . 66
2.2.1. Методика расчета испарителя теплонасосной установки. 66
2.2.2. Методика расчета кондесатора теплонасосной установки. 70
2.2.3. Методика расчета рекуператора теплонасосной установки. 74
2.3. Математическая модель ПТНУ в программном комплексе «Поток». 79
2.3.1. Математическая модель термогазодинамических процессов использующихся в программном комплексе «Поток».80
2.3.2. Расчет термодинамических параметров газообразного рабочего тела поаппроксимационным уравнениям. 87
2.3.3. Особенности вычисления термодинамических параметров для смеси жидкого и газообразного рабочих тел в программном комплексе «Поток». 90
2.4. Вычислительная модель в программном комплексе «Поток». 101
Глава 3. Разработка стенда для экспериментальных исследований парокомпрессионных ТНУ . 107
3.1. Описание экспериментального стенда. 107
3.2. Система измерений экспериментального стенда. 113
3.3. Методика проведения экспериментальных исследований. 119
3.4. Оценка погрешности измерений на экспериментальном стенде . 122
Глава 4. Результаты аналитических и экспериментальных исследований ПТНУ. 124
4.1. Анализ и сравнение результатов экспериментальных и расчетных исследований. 124
4.2. Технико-экономический анализ существующих способов теплоснабжения с помощью малых энергетических установок. 139
4.3. Разработка рекомендаций на проектирование парокомпрессионных ТНУ. 150
Основные выводы и результаты. 153
Список используемой литературы. 154
Приложение .
- Сравнительный анализ эффективности различных источников теплоснабжения
- Методики расчета основных теплообменных аппаратов в составе ТНУ
- Особенности вычисления термодинамических параметров для смеси жидкого и газообразного рабочих тел в программном комплексе «Поток».
- Оценка погрешности измерений на экспериментальном стенде
Введение к работе
Теплоснабжение в условиях России с ее продолжительными и достаточно суровыми зимами требует весьма больших затрат топлива, которые превосходят почти в 2 раза затраты на электроснабжение. Основными недостатками традиционных источников теплоснабжения являются низкая энергетическая (особенно на малых котельных), экономическая и экологическая эффективность (традиционное теплоснабжение является одним из основных источников загрязнения крупных городов). Кроме того, высокие транспортные тарифы на доставку энергоносителей усугубляют негативные факторы, присущие традиционному теплоснабжению.
Нельзя не учитывать и такой серьезный термодинамический недостаток, как низкий эксергетический КПД использования химической энергии топлива для систем теплоснабжения, который в системах отопления составляет 6-10%. [1]
Чрезвычайно велики затраты на тепловые сети, которые являются, вероятно, самым ненадежным элементом в системах централизованного теплоснабжения. Удельная аварийность для трубопроводов диаметром 1400 мм составляет одну аварию в год на 1 км длины, а для труб меньшего диаметра - около шести аварий. Если учесть, что общая протяженность тепловых сетей в России доставляет 650 тыс. км, а в полной замене нуждаются 300 тыс. км, становится очевидно, что строительство и поддержание тепловых сетей в рабочем состоянии требуют затрат, соизмеримых со стоимостью ТЭЦ или районных котельных. [2]
Все перечисленные негативные факторы традиционного теплоснабжения настоятельно требуют интенсивного использования нетрадиционных методов.
Одним из таких методов является полезное использование рассеянного низкотемпературного (5-30° С) природного тепла или сбросного промышленного тепла для теплоснабжения с помощью тепловых насосов.
Тепловые насосы, в силу того, что они избавлены от большинства перечисленных недостатков централизованного теплоснабжения, нашли широкое применение за рубежом: если в 1980 г. в США работало около 3 млн. теплонасосных установок, в Японии - 0,5 млн., в Западной Европе - 0,15 млн., то в 1993 г. общее количество работающих теплонасосных установок (ТНУ) в развитых странах превысило 12 млн., а ежегодный выпуск составляет более 1 млн. Массовое производство тепловых насосов налажено практически во всех развитых странах. По прогнозу Мирового энергетического комитета к 2020 г. в передовых странах доля отопления и горячего водоснабжения с помощью тепловых насосов составит 75 %.
Наиболее широкое применение тепловой насос нашёл в домашнем теплоснабжении и кондиционировании воздуха, в особенности в США, где требуется круглогодичное кондиционирование: охлаждение в летние месяцы и нагрев в зимние. Реверсивный тепловой насос, решающий обе задачи, выпускается уже более 30 лет и является экономичным и надежным.
В Европе, где климатические условия таковы, что, по крайней мере, для индивидуальных зданий круглогодичное кондиционирование не нужно, более перспективной системой является одноцелевой тепловой насос. В сравнении с обычными системами центрального отопления его стоимость и эксплуатационные расходы находятся на приемлемом уровне.
Тепловой насос может использовать различные источники низкопотенциального тепла, отдавая его в конденсаторе при повышенной температуре потоку газа, жидкости или тепловому аккумулятору, жидкому или твердому. В большинстве случаев используется водяная система центрального отопления, в которой горячая вода циркулирует к радиаторам в каждой комнате, или воздушная система отопления, в которой нагретый воздух подается к каждой комнате по каналам. Широко применяются следующие комнатные нагреватели: радиаторы, аккумуляционные установки и конвекторы как дополнительные источники тепла. Температура в системах распределениятепла изменяется от 40 для воздушных систем до 100° С для водяных или паровых систем. Типичная температура воды около 75° С.
Поскольку эффективность теплового насоса сильно зависит от температуры конденсации, для тепловых насосов желательно снижение температуры распределения тепла. Очевидно, что при увеличении поверхности теплообмена, например, с помощью панелей в полах, станет пригодной температура теплоносителя 50° С. Повышение расхода циркулирующего воздуха позволяет снизить его температуру до 35°С. Практическая реализация этих тенденций в новых зданиях сможет радикально изменить отношение к тепловым насосам.
Системы центрального отопления обычного типа с котельными внутри здания обеспечивают и все домашнее горячее водоснабжение. Это обстоятельство следует учитывать при конструировании тепловых насосов. Однако отопление требует больших затрат энергии, чем горячее водоснабжение, и, например, в Англии они соотносятся как 60-65 и 20% [1].
В Англии и других европейских странах наиболее распространена водяная система отопления, но там, где требуется круглогодичное кондиционирование, применяется распределение нагретого или охлажденного воздуха. Воздушная система хороша для вновь строящихся зданий, но при реконструкции она сложнее, чем водяная, где используются трубы небольшого диаметра для подачи воды от котла. Воздушная система требует каналов большого сечения, которые трудно устанавливать в существующих зданиях.
Как отопительное устройство тепловой насос не обязательно должен служить централизованной системой, обслуживающей несколько комнат. Вполне могут быть установлены индивидуальные кондиционеры в каждой комнате, каждый со своим компрессором и конденсатором, внешним или внутренним источником тепла для испарителя. В общем, тепловые насосы способны конкурировать с большинством обычных систем отопления и кондиционирования.
Помимо отопления и кондиционирования важной функцией теплового насоса, определяющей его применимость, является горячее водоснабжение. В большинстве отчетов об исследованиях роли тепловых насосов в будущем основным считается отопление, но одновременно отмечается, что горячее водоснабжение и восстановление тепла становятся все более важными по мере роста тенденции к строительству малоэнергоемких домов и "полностью интегрированных систем", основанных на тепловых насосах.
Однако при этом выпадает из виду основная проблема - применение тепловых насосов в уже существующих зданиях, проблема замены одной установки, дающей одновременно и горячее водоснабжение (центральной котельной), тепловым насосом, способным также одновременно решать обе задачи. Эта проблема связана с экономичностью использования низкотемпературного внешнего теплового источника для получения горячей воды высокой температуры.
Высокая стоимость электроэнергии препятствует её применению в широких масштабах для нагрева, и во многих случаях отопительная система включает тандем -тепловой насос и котёл на органическом топливе. При этом ТН даёт воду, нагретую до необходимой температуры.
Преимущества тепловых насосов:
• производят в 3-7 раз больше тепловой энергии, чем потребляют электроэнергии на привод компрессора
• применение ТН в 1,2-2,5 раза выгоднее самых эффективных газовых котельных;
• стоимость выработанного ТН тепла в 1,6-2,0 раза ниже стоимости централизованного теплоснабжения и в 2-3 раза ниже, чем в угольных и мазутных котельных малой и средней мощности;
• отсутствует загрязнение окружающей среды;
• не требуется значительная территория для котельной с подъездными путями и склада топлива;
• тепловой насос надёжен и прост в управлении.
Основной проблемой применения парокомпрессионных теплонаосных установок в России является внедрение ТНУ с низкой эффективностью, которая получается вследствие неправильного выбора рабочего тела, работы ТНУ на нерасчетном температурном режиме, внедрения ТНУ без предварительного технико-экономического расчета.
Целью работы является повышение эффективности использования ТНУ, для чего должны быть выполнены следующие задачи:
- Определить основные технико-экономические показатели, используемые для оценки эффективности работы парокомпрессионных теплонасосных установок.
- Определить основные внешние показатели, влияющие на эффективность парокомпрессионных теплонасосных установок.
- Провести теоретическое исследование теплофизических характеристик в зависимости от внешних параметров по традиционной методике.
- Провести теоретическое исследование теплофизических характеристик в зависимости от внешних параметров в программном комплексе «Поток».
- Создать экспериментальный стенд для апробации теоретических моделей расчета теплофизических и технико-экономических характеристик парокомпрессионных теплонасосных установок.
- Провести технико-экономические исследования эффективности применения парокомпрессионных теплонасосных установок в зависимости от их эффективности.
Разработать рекомендации на применение и проектирование парокомпрессионных теплонасосных установок.
Сравнительный анализ эффективности различных источников теплоснабжения
По сравнению с автономными котельными, работающими на органическом топливе, применение ПТН может быть оправдано в случае, если стоимость сэкономленного топлива (энергии) в течение 2-А лет превышает либо равна увеличению неэнергетической части произведенных годовых затрат (капитальных затрат, затрат на обслуживание и ремонт), которые, как правило, выше при применении ПТН как более дорогих. Экономия топлива при сопоставлении теплоснабжения с помощью ПТН и котельных определяется по формуле: теплотворная способность одной т.у.т, Q„ = 7,0 Гкал); насосе. где гК - коэффициент полезного действия котла. Для теплового насоса: где ф- коэффициент преобразования; т]ээ - коэффициент полезного действия производства электроэнергии в случае использования ТН с электроприводом; гтд - коэффициент полезного действия в случае использования теплового двигателя (двигатель внутреннего сгорания, паровая или газовая турбина). Рассмотрим два альтернативных автономных теплоисточника: котельную, потребляющую для выработки тепловой энергии 1000 т.у.т. угольного топлива за отопительный сезон, что при теплотворной способности угля Qy = 5,0 Гкал/т составляет 1400 тонн натурального угля за отопительный сезон (при коэффициенте полезного действия угольных котлов гк = 60%, полезная выработка теплоты в угольной котельной составляет 4200 Гкал в год), и теплонасосную станцию с ПТН типа «вода-вода», также вырабатывающую за отопительный сезон 4200 Гкал тепловой энергии.
Для региона Среднего Поволжья продолжительность отопительного сезона составляет 5200 ч, т.е. среднечасовая тепловая нагрузка системы теплоснабжения (включая потери в системе) составляет 4200/5200 = 0,8 Гкал/ч. Следовательно, в угольной котельной должны быть установлены два котла теплопроизводительностью по 0,8 Гкал/ч (один из них - т.н. «горячий» резерв). Альтернативный теплонасосный теплоисточник также состоит из двух агрегатов тепловой мощностью по 928 кВт (0,8 Гкал/ч) и при работе на НИТ с температурой 7С (грунтовая вода из скважин) и температуре нагретой воды теплосети 60С имеет коэффициент преобразования ф = 3,0. Экономия топлива AG = GK (1 -гк / ф трэ) = 1000 (1 -0,6/3,0 х 0,33) = 394 т.у.т., или 551,6 тонн натурального угля за отопительный период. При стоимости натурального угля с транспортными, погрузочно-разгрузочными расходами на месте потребления 1300 руб./т, (например, стоимость поставки угля в котельную комплекса «школа + больница» на заволжской территории г. Чебоксары в 2003 г.) экономия в денежном выражении составит 717,1 тыс. руб. Капитальные затраты на приобретение, монтаж, технологическую обвязку и пусконаладку котельного оборудования в соответствии с проектно-сметной документацией составляют 2 800 тыс. руб. (без стоимости зданий и сооружений, которую принимаем равной в обоих вариантах). Капитальные расходы на приобретение, монтаж, технологическую обвязку и пусконаладку теплонасосного оборудования, бурение скважин, подачу и отвод НИТ составляют 5 000 тыс. руб. Срок окупаемости дополнительных капзатрат теплонасосного варианта составляет: При одинаковых затратах на ремонт, амортизацию оборудования (с учетом того, что срок службы ПТН больше срока службы угольных котлов) разница в эксплуатационных расходах в котельной и теплонасосном теплоисточнике определяется разностью стоимостей израсходованных за отопительный сезон угля в котельной и электроэнергии в теплонасосной системе. Стоимость израсходованного угля составляет: Су = 1300 х GK = 1300 х 1400 = 1820 тыс. руб. При средневзвешенной стоимости (с учетом льготного ночного тарифа) одного кВт-ч электроэнергии 0,63 руб. стоимость израсходованной на электропривод тепловых насосов электроэнергии равна: Сээ = 0,63 х 1,163 х 4200/3 = 1025,766 тыс. руб. Расход электроэнергии на электропривод погружных насосов НИТ из скважин составляет 10% от израсходованной на электропривод тепловых насосов, т.е. величину 1,163 х 4200/3 = 162,8 МВт-ч, а стоимость дополнительного расхода электроэнергии: Сдэ = 0,63 х 162800 = 102,6 тыс. руб. Экономия эксплуатационных расходов в теплонасосном варианте составляет: АС = Су- Сээ - Сдэ = (1820 - 1025,766 - 102,6) х 1000 = 691,634 тыс. руб., т.е. примерно соответствует величине экономии, полученной из расчета экономии угля (717,1 тыс. руб.). Отношение стоимости 1 кВт-ч энергии электрической к стоимости 1 кВгч энергии топлива в данном регионе позволяет прогнозировать экономическую целесообразность использования тепловых насосов для теплоснабжения при наличии в достаточном количестве НИТ. В рассмотренном выше примере это отношение составляет Цээ / Цт = 2,81.
Как показывает зарубежный и отечественный опыт, приемлемый срок окупаемости капитальных вложений в использование теплонасосной техники в 2-4 года достигается при отношении Цээ / Цт 3,0. Например, в Швеции и Германии это отношение равно 1,3 и 2,2 соответственно. В России из-за низких цен на органическое топливо это отношение составляет для электроэнергии (при электроотоплении) 1,0; для твердого и жидкого топлива - 2,5-5,0; а для природного газа - 6,0-8,0. Если известны цены на электрическую энергию, топливо, а также низшая теплотворная способность топлива, легко рассчитать величину Цээ/ Цт для любого региона и вида топлива, распространенного в данном регионе, и предварительно оценить экономическую целесообразность внедрения ПТН. Наиболее выгодна замена электроотопления теплонасосным; здесь срок окупаемости затрат-1-2 года. Расход топлива в энергосистеме на производство электроэнергии для ПТН более чем на 60-70% перекрывается экономией топлива на теплоснабжение в этой же энергосистеме. Это является серьезным аргументом при формировании региональных тарифов на электроэнергию для ПТН. Пусть ПТН вырабатывает Q Гкал теплоты и потребляет для этого Э МВтч электроэнергии.
Методики расчета основных теплообменных аппаратов в составе ТНУ
Исходные данные: Количество трубок в испарителе //„, шт.; Внутренний диаметр трубки du, м; Внешний диаметр трубки Du, м; Длина трубки Lu, м; Площадь поверхности теплообмена Fu, м2; Тепловой поток, подводимый к хладагенту: где г-теплота парообразования хладагента, кДж/кг; Средняя температура низкопотенциального источника теплоты: Задаемся значениями коэффициентов теплоотдачи стенки к холодному хладагенту и НПИ к стенке: Теплопроводность материала стенки испарителя при Т]Ср: Хист, ; м-К Коэффициент теплоотдачи: h = При развитом турбулентном режиме Re = 104 - 5-Ю6; Рг = 0,6—100 При переходном режиме (2300 Re 10000) приближенное значение коэффициента теплоотдачи можно определить по уравнению При ламинарном режиме (Re 2300): - при значениях GrPr 5 10 , когда влияние свободной конвекции можно не учитывать, коэффициент теплоотдачи для теплоносителя, движущегося в трубах круглого сечения, определяют по уравнениям [11, 12]: где ficr— вязкость теплоносителя при температуре стенки - при значениях GrPr 5-Ю наступает так называемый вязкостно-гравитационный режим, при котором влиянием свободной конвекции пренебречь нельзя, поскольку в этом режиме на теплоотдачу существенно влияет взаимное направление вынужденного движения и свободной конвекции; ряд формул приведен в работах [13—19]. Коэффициент теплоотдачи при вязкостно-гравитационном режиме течения приближенно можно определить по формуле: При движении теплоносителя в межтрубном пространстве кожухотрубчатых теплообменников с сегментными перегородками коэффициент теплоотдачи рассчитывают по уравнениям:
В уравнениях (2.2.17) и (2.2.18) за определяющий геометрический размер принимают наружный диаметр теплообменных труб. Скорость потока определяется для наименьшего сечения межтрубного пространства. При обтекании пучка оребренных труб коэффициент теплоотдачи рассчитывают по уравнению [22]: где dn — наружный диаметр несущей трубы; / — шаг между ребрами; h = 0,5(D-dn)— высота ребра; D — диаметр ребра. Коэффициент теплоотдачи подогреваемой среды к стенке: При пузырьковом кипении коэффициент теплоотдачи рассчитывают по следующим уравнениям: (2.2.25) Критическую удельную тепловую нагрузку, при которой пузырьковое кипение переходит в пленочное, а коэффициент теплоотдачи принимает максимальное значение, можно оценить по формуле, справедливой для кипения в большом объеме: В формулах (1.27)—(1.29) все физические характеристики жидкости, а также плотность пара при атмосферном давлении рпо = 273М/22,4ТШП и при давлении над поверхностью жидкости рп - PmplрАШ следует определять при температуре кипения Ткап (в к) Уточненный коэффициент теплопередачи: Если расчетная площадь меньше заданной площади, то теплообменник удовлетворяет требованиям по применению, иначе необходимо подбирать теплообменный аппарат с большей площадью теплообмена. Исходные данные: Количество трубок в конденсаторе пк, шт.; Внутренний диаметр трубки dK, м; Внешний диаметр трубки DK, м; Длина трубки LK, м; Площадь поверхности теплообмена F, м2; Средняя температура нагреваемой среды (НС) в конденсаторе: Тшср = Тни]+2Тни2,К; (2.2.29) Для средней температуры НС по таблицам находятся следующие параметры: Плотность рИС, кг/м ; Коэффициент динамической вязкости//„с, Пах; Теплоемкость С „с ; кг- К
Теплопроводность Хнс, ; м-К Число Прандтля: Рг/яс; Теплопроводность материала стенки Яксп1, м-К Коэффициент объемного расширения: fi = T- T- (2-2-3) Keep К Тепловой поток подведенный к нагреваемой среде: 6 = V(A,-A,),BT; (2.2.31) Расход нагреваемой среды в конденсаторе: GHC = , кг/с; (2.2.32) нс У1 U-1 із) Среднелогарифмический температурный напор: Л „=%-%К; (2.2.33) lb In где Atb=t23,K; Задаемся коэффициентами горячего хладагента к стенке и подогреваемой среды к стенке: aKf, Вт " л,2-К Толщина стенки трубки конденсатора: 5K= j ,u, (2.2.34) Коэффициент теплоотдачи: і 1 Вт ,„„„ 4 К = -: ir г-, -г (2.2.35) ак/ Кет анс/ Плотность теплового потока в конденсаторе: м Температура стенки со стороны НС «70=Л,-Л , ; (2.2.36) Ттс=Т11ССр+- - ,К; (2.2.37) Температура стенки со стороны горячего фреона: Т„ф = Ттс+ ,К; (2.2.38) кет При движении теплоносителя в межтрубном пространстве теплообменника расчет коэффициента теплоотдачи можно производить по формулам, представленным ниже, подставляя в качестве определяющего размера с4 эквивалентный диаметр d3 = DK2 -n-d2 где DK - диаметр кожуха теплообменного аппарата. Средняя скорость подогреваемой среды в трубке конденсатора:
Особенности вычисления термодинамических параметров для смеси жидкого и газообразного рабочих тел в программном комплексе «Поток».
Существующая математическая модель в программном комплексе «Поток» не учитывала фазовых переходов в рабочих телах. Автором разработана математическая модель и алгоритм расчета процессов происходящих в конденсаторе и испарителе парокомпрессионной теплонасосной установки, изложенные далее: Алгоритм расчета термогазодинамических параметров газообразных рабочих тел. Расчёты значений функций Ср , h, s собраны в одну подпрограмму, исходными данными к которой являются: коэффициенты полиномов для различных газов, константы Сь, Cs, - температура и давление газа, - добавки к параметрам dCp(p,T), dh(p,T), ds(p,T), - номер требуемого параметра функции. В эту подпрограмму включены также расчёт обратных функций T=f(h,p), T=f (s,p), p=f(s,T), p=f(s,h) и расчёт величины показателя адиабаты k=Cp/(CP-Rr) (2.3.51) Автором предлагается методика расчёта термодинамического равновесия смеси из нескольких компонентов. Известно, что для рабочего тела, состоящего из нескольких веществ, фазовый состав и состав каждой из фаз полностью определяются двумя параметрами: температурой Т и давлением р рабочего тела. Методика расчёта этих составов базируется на следующих уравнениях: F =G + L; (2.3.52) (2.3.53) где: F =т/ц - общее количество молей смеси, G =ігцз/цо -количество молей газовой фазы, L= шіУць -количество молей жидкой фазы, ц, UG, UL -молекулярные веса смеси, газа, жидкости, zi = z/F - относительное число молей і-ого компонента смеси, xt = x-JG относительное число молей і-ого компонента газа, у, = y/L - относительное число молей і-ого компонента жидкости, z;, х;, у; - количество молей і-ого компонента в смеси, в газе, жидкости. - Уравнение фазового равновесия [31]: где Ps і-давление насыщенных паров і-ого компонента при температуре Т. - Уравнения неразрывности: (2.3.55) где п - количество компонентов в смеси. Система уравнений (2.3.51-2.3.55) позволяет определить состав и количество газовой и жидкой фаз при заданных значениях давления р и температуры Т. После подстановки (2.3.51) и (2.3.52) в (2.3.53) получается: Если обе части (2.3.56) разделить на F , ввести обозначение Е= G/F и решить (2.3.54) относительно .у, , то уравнение запишется: в котором содержится одна неизвестная величина Е, которая может изменяться в диапазоне 0 Е 1. Уравнение (2.3.60) решается относительно Е численно. Если Е 1, то G = F-смесь состоит только из газа. Если Е 0 , то G =0 - смесь состоит только из жидкости. По известной величине Е находится G=EF и L- F-G.
Далее по уравнению (2.3.60.) определяются мольные доли всех составляющих газовой фазы, а по (2.3.56) - мольные доли всех составляющих жидкой фазы. Массовое количество каждой составляющей в жидкой и газовой фазе равно: Суммарный весовой расход жидкой и газовой фазы равны: И, наконец, весовые доли всех составляющих в жидкой и газовых фазах равны: Методика расчёта энтальпии при заданных температуре и давлении. Расчёт энтальпии для моновещества. Расчёт начинается с определения температуры насыщения рабочего тела Тцдс при заданном давлении р. По этой температуре определяется состояние рабочего тела и, в частности, его степень влажности. Если Т ТЦАС , то принимается у =0. Если Т ТЦАС , то принимается у =1. Если Т=ТНАС, то принимается у =узад, где узад - заданное значение степени влажности. По уравнениям раздела вычисляются: энтальпия рабочего тела в газовом состоянии HG при заданном давлении р и температуре Т, теплота парообразования рабочего тела RL при температуре Т и определяется энтальпия смеси Н= HG - у RL Расчёт энтальпии для смеси веществ. С помощью зависимостей раздела по составу рабочего тела, его температуре, давлению и расходу m определяются расход газообразной ITIG И жидкой гпь фаз, их составы и их энтальпии HG И HL . Энтальпия смеси фаз в этом случае равна: Степень влажности рабочего тела у = niL / т. Методика расчёта температуры смеси газообразной и жидкой фаз по энтальпии и давлению. Этот расчёт является обратным по отношению к выше описанному. Если рабочее тело - моновещество, то предварительно необходимо определить, в каком состоянии оно находится. Для этого рассчитывается температура насыщения рабочего тела Тнлс при заданном давлении р. По этой температуре с помощью уравнений раздела вычисляются: энтальпия вещества в газообразном состоянии Нц при заданном давлении Р и температуре насыщения ТЦАС, теплота парообразования вещества RL при температуре ТНАС- : Если заданное значение Н находится в интервале Нц Н Нн - RL ТО рабочее тело находится в области влажного пара, и его температура равна Т= ТЦАС. Для случая смеси веществ или чистого газа Н Нц, или чистой жидкости Н Нц - RL с помощью уравнений раздела подбирается температура, при которой энтальпия равна заданному значению Н. В результате получается также величина расхода газообразной фазы ITIG и расхода жидкой фазы ть Расчёт статических параметров газового потока. Этот расчёт позволяет определить величину статических параметров газового потока по известной величине параметров торможения и площади сечения потока, или по известной величине приведённой скорости потока X.
Исходные данные. Т - температура торможения потока. р - давление торможения поток. Rr - газовая постоянная потока. m - расход газа. F -площадь сечения потока. A=W/WKP _ приведённая скорость потока. Термодинамические свойства газа. Результаты расчёта. Т - температура в потоке. р - давление в потоке. W - скорость потока. X=W/WKP - приведённая скорость потока. F -площадь сечения потока. Расчётные уравнения. - Уравнение связи энтальпии и энтальпии торможения потока (2.3.12). - Уравнение расхода (2.3.28). - Уравнение адиабаты s =s - Уравнения связи термодинамических параметров: h=f(T,p), s=f(T,p), р= f(s,T), р= f(s,h), р= f(T,p), где: р - плотность рабочего тела. - Уравнения раздела (2.3.3) для расчёта параметров потока в критическом сечении (ТКР.РКР, WKp) при заданных Т ,р\ -Уравнение связи температуры и давления насыщения (2.3.33). Алгоритм расчёта 1. Расчёт h =f(T ,p ); s =(T ,p ). 2. Численный расчёт TKp=f(h ,s ), ркр=ґ(Ь ,s ), Wicp=f(h ,s ) по уравнениям раздела (2.3.3). Дальнейший процесс решения зависит от заданной исходной информации. Алгоритм расчёта при заданной величине F.
Оценка погрешности измерений на экспериментальном стенде
Проведена оценка погрешности параметров, полученных в ходе экспериментальных исследований на стенде. Тепловая нагрузка конденсатора или испарителя (ТА) вычисляется по следующей формуле: где G - расход теплоносителя в ТА, Cv - теплоемкость теплоносителя в ТА, / , /"-температуратеплоносителя на входе и выходе из ТА соответственно. где GB - 0,4 кг/с - расход воздуха в воздухоохладителе, Таким образом, получили, что погрешности измерений величин, являющихся искомыми при проведении испытаний ТНУ, находятся в допустимых пределах, а значит, и выбранные приборы для системы измерений экспериментального стенда удовлетворяют требованиям по точности. В данной главе представлены основные результаты экспериментальных и аналитических исследований. Кроме того, представлены рекомендации на проектирование парокомпрессионных теплонасосных установок. Исследование теплотехнических характеристик парокомпрессионных теплонасосных установок как расчетного, так и экспериментального характера проводились различными авторами в России и зарубежом. Наиболее значимые результаты, полученные Мартыновским B.C. полуэмпирическим путем [I], представлены в графическом виде на Рис.4.1. Зависимость коэффициента преобразования (р от температуры конденсации рабочего тела, которая фактически определяет температуру нагрева теплоносителя в системе теплоснабжения потребителя, при фиксированной температуре испарения, определяемой источником низкопотенциальной теплоты, имеет ярко выраженную тенденцию убывания с ростом температуры конденсации. Величина коэффициента трансформации ТНУ сильно зависит от температуры низкопотенциального источника теплоты и изменяется от 9 до 1,2 с понижением температуры от 20С до -40С, при температуре конденсации 40С, а при значении температуры конденсации около 100С коэффициент трансформации практически обращается в 0. Графические зависимости коэффициента преобразования от температуры конденсации и испарения представлены Мартыновским B.C. [1] в виде полуэмпирической формулы: Результаты расчетов по формуле Мартыновского B.C. дают заниженные значения коэффициентов трансформации.
Можно предположить, что поправочные коэффициенты в формуле найдены для конкретного рабочего тела, а ТНУ и для других рабочих тел показания отличаются от расчетных. Наиболее значимые результаты экспериментальных исследований были получены Кошкиным Н.Н. [2] и Гоголиным А.А. [3] для ТНУ на базе компрессоров А110 и П80 на фреоне R22, которые в графической форме приведены на Рис. 4.2 и Рис. 4.3. На Рис. 4.2 представлена зависимость коэффициента преобразования ф от температуры испарения рабочего тела tH при заданном значении tK (45, 35, 25С). Зависимость имеет вид возрастающих логарифмических кривых. При tH = -30С значение коэффициента трансформации изменяется от 2 до 3,6, а при 5С - от 4,8 до 7,2. На Рис. 4.3 представлены результаты Н.Н. Кошкина [3], полученные на компрессоре П80 в более широком диапазоне температур испарения и конденсации рабочего тела. Характер кривых совпадает с результатами Гоголина А.А. При температуре испарения -20С коэффициент преобразования изменяется в диапазоне от 3 до 4,3 при температуре конденсации от 50С до 30С, а при температуре испарения 10С коэффициент преобразования изменяется от 5,4 до 9. Результаты энергетического расчета теплонасосной установки, выполненные по традиционной методике с использованием диаграмм состояния рабочих тел (фреонов), приведены на Рис. 4. 4. сложность, и при этом допускается достаточно большая погрешность в вычислениях, за счет неточности снятия значений термодинамических параметров состояния с диаграммы. Из графика зависимостей коэффициента преобразования (р от температуры конденсации tK при заданных значениях Ш видно, что характер кривых хорошо совпадает с данными экспериментальных исследований Кошкина Н.Н. и Гоголина А.А., но коэффициенты преобразования имеют завышенные значения. При температуре конденсации 40С коэффициент преобразования изменяется от 4 до 6,7, а при tK = 70С от 2 до 4,2. Можно предположить, что завышенные значения коэффициента преобразования получаются из-за недостаточного учета реальности процессов, происходящих в отдельных устройствах ТНУ.
Анализ расчетных и экспериментальных результатов, полученных Мартыновским B.C., Кошкиным Н.Н., Гоголиным А.А. и Автором позволил сделать следующие выводы: - результаты, получаемые по полуэмпирической формуле Мартыновского B.C., дают заниженные значения коэффициентов преобразования приблизительно на 30-35% по сравнению с результатами экспериментов; - результаты, получаемые Автором по традиционной методике с использованием диаграмм состояния дают завышенные значения коэффициента преобразования на 38%. Была проведена модификация формулы Мартыновского B.C., позволяющая получать результаты расчетов, наиболее близкие к результатам экспериментальных исследований. Модифицированная Автором формула записывается в следующем виде:
