Influence of temperatures of a low-potential source and heat consumer on the efficiency of a heat pump

Yuriy A. Antipov; Антипов Юрий Александрович; Kirill V. Shkarin; Шкарин Кирилл Владимирович; Irina I. Shatalova; Шаталова Ирина Ивановна; Semen A. Egorov; Егоров Семен Анатольевич; Nargiza U. Matyakubova; Матякубова Наргиза Улугбековна

doi:10.22363/2312-8143-2019-20-1-14-19

Влияние температур низкопотенциального источника и потребителя теплоты на эффективность теплового насоса

Авторы: Антипов Ю.А.¹, Шкарин К.В.¹, Шаталова И.И.¹, Егоров С.А.¹, Матякубова Н.У.¹
Учреждения:
1. Российский университет дружбы народов
Выпуск: Том 20, № 1 (2019)
Страницы: 14-19
Раздел: Машиностроение и машиноведение
URL: https://journals.rudn.ru/engineering-researches/article/view/21420
DOI: https://doi.org/10.22363/2312-8143-2019-20-1-14-19

Цитировать

Полный текст

Аннотация
Полный текст
Об авторах
Список литературы
Статистика

Аннотация

В статье приводятся описание экспериментальной установки для испытания теплового насоса и результаты его работы при различных температурах низкопотенциального источника теплоты и теплопотребителя. От значений этих температур в значительной степени зависит эффективность теплового насоса. Теоретическое определение параметров эффективности дает широкий разброс параметров теплового насоса из-за сложности определения внешних и внутренних потерь, поэтому экспериментальное исследование работы теплового насоса при различных температурных условиях является актуальной задачей. Главным показателем эффективности теплового насоса служит коэффициент преобразования (отношение отданной теплопотребителю теплоты к затраченной в компрессоре работе). Для определения достоверной величины коэффициента преобразования проведены испытания компрессионного теплового насоса. В качестве рабочего тела использовался хладагент R-142b. Установлено, что при увеличении температуры теплопотребителя коэффициент преобразования теплового насоса резко падает. Также коэффициент преобразования теплового насоса понижается при уменьшении температуры низкопотенциального источника теплоты.

Ключевые слова

тепловой насос, экспериментальная установка, коэффициент преобразования

Полный текст

Введение Тепловые насосы (ТН) получили широкое распространение в мире [1-4]. К настоящему времени масштабы их внедрения довольно значительны. Они применяются как для целей теплоснабжения [5], так и в промышленности [6]. Например, в Швеции 50 % всего отопления обеспечивают ТН. В Германии предусмотрена существенная дотация государства на установку ТН, в США ежегодно их производится около 1 млн и более 30 % домов оборудованы установками с ТН, в Стокгольме 12 % всего отопления города обеспечивается с помощью Q m= = Gв (tв2 - tв1 )tpв , (1) ТН [7]. Но даже в промышленно развитых странах, где ТН находят массовое применение, уровень их развития не отвечает потенциальным возможностям [8]. В России теплонасосная техника пока находится в стадии опытно-промышленного освоения [9- 13]. Такое отставание неоправданно для нашей страны, где в условиях роста цен на топливо, тяжелой экологической обстановки во многих городах, при большой продолжительности отопительного периода преимущества ТН в качестве теплоисточников могут быть реализованы с наибольшей полнотой. Причины сложившегося положения с теплонасосной техникой, по мнению В.П. Проценко [14], заключаются в следующем: · последовательная многолетняя ориентация на первоочередное развитие теплофикации; · отнесение вопросов, связанных с децентрализованным теплоснабжением, к разряду второстепенных; · отсутствие механизмов, стимулирующих внедрение ресурсосберегающих технологий и развитие N G (i2ад - i1 )/ hk где Gв и G - расходы воды, охлаждающей конденсатор и рабочее тело ТН; tв1 и tв2 - температуры охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора; i1 - энтальпия рабочего тела ТН на входе в компрессор; i2ад - энтальпия рабочего тела при адиабатическом сжатии на выходе из компрессора; ηk - КПД компрессора, ηk = ηiηм, ηiηм - внутренний и механический КПД компрессора. Для определения μ из (1) необходимо нанести рабочий цикл TH на T,S-диаграмму, определить величины энтальпий и подсчитать теплоту, получаемую в конденсаторе, переохладителе и испарителе [4]. Для приближенных расчетов по определению μ можно использовать уравнение: μ = μt · η, (2) где μt - теоретический коэффициент преобразования обратного цикла Карно: T T новой техники; · отсутствие крупных программ и системных 0 mt = T -T = ÄT , (3) исследований, направленных на раскрытие потенциальных возможностей ТН (отсюда и их недооценка). Приведенный перечень причин можно дополнить другими, общими для всех стран. Одна из них - исторически сложившийся подход к ТН как к одному из видов холодильной техники, что зачастую приводит к созданию неоптимизированных по термодинамическим, схемным и конструктивным решениям агрегатов, недоиспользованию потенциала ТН [15; 16]. 1. Определение коэффициента преобразования расчетным путем Коэффициент преобразования μ теплового насоса является главным параметром (применяются также названия - коэффициент трансформации, отопительный коэффициент), характеризующим его эффективность. Величина μ - это отношение тепловой мощности (теплового потока) Q, вырабатываемой ТН, к мощности N, затрачиваемой на привод компрессора, определяемая по выражению где Т и Т0 - температуры высокотемпературного и низкотемпературного источников теплоты. Коэффициент η зависит от многих факторов, учитывает внешние и внутренние потери и лежит в пределах 0,45-0,65. Внутренние потери связаны с процессами состояния хладагента внутри установки (потери в дросселе и компрессоре). Внешние потери замыкаются на процессы теплообмена хладагента с верхним и нижним источниками тепла в испарителе и конденсаторе [18; 19]. При температуре низкотемпературного источника Т0 = 283 К = 10 °С, Т = 323 К = 50 °С, DТ = 40 К величина μt = 8,05. Если коэффициент потерь η = 0,6, то коэффициент преобразования μ = η·μt = 4,82. Сравним два варианта: первый ТН обеспечивает радиаторное отопление жилого помещения (Т = 50 °С = 323 К), а второй ТН применяется при низкотемпературном (напольном) отоплении (Т = 35 °С = 308 К). Температура нижнего источника одинакова: Т0 = 283 К = 10 °С. Коэффициент преобразования μ по формуле (2): μрад = 4,82; μнап = 7,3. tâ Ð2 3 4 1 5 tф1 Р 6 7 380 В 2 3ф 9 9 9 tн 8 8 8 Рис. 1. Принципиальная схема для испытания теплового насоса: 1 - компрессор; 2 - электродвигатель; 3 - конденсатор; 4 - переохладитель; 5 - дросселирующее устройство; 6 - испаритель; 7 - ваттметр; 8 - мерные баки; 9 - мерные диафрагмы [Figure 1. Principle circuit for heat pump test: 1 - compressor; 2 - electromotor; 3 - condenser; 4 - overcooler; 5 - throttling device; 6 - evaporator; 7 - wattmeter; 8 - measuring tanks; 9 - the measuring diaphragm] Таким образом, при напольном отоплении помещения по сравнению с радиаторным отоплением использование ТН становится более эффективным в более чем 1,5 раза. Конечно, надежную величину μ может дать только эксперимент. С этой целью в лаборатории департамента машиностроения и приборостроения РУДН были проведены испытания теплового насоса. Схема испытательного стенда показана на рис. 1. Компрессор (1) приводится в действие асинхронным электродвигателем (2) мощностью 2,5 кВт. Выход компрессора присоединен ко входу в конденсатор (3), который последовательно через переохладитель (4), дросселирующее устройство (5) и испаритель (6) подключен ко входу компрессора (1). К электродвигателю (2) подключен ваттметр (7). Через второй контур конденсатора (3), переохладителя (4) и испарителя (6) проходит охлаждающая вода, расход которой можно определить соответственно тремя мерными баками (8) и тремя мерными диафрагмами (9). 2. Основные данные экспериментальной установки Компрессор - одноступенчатый, двухцилиндровый, потребляемая мощность - 2,5 кВт, максимальное давление на выходе - 1,7 МПа, расход - 80 л/мин, заправка - рабочий агент фреон - 3,5 кг, объемная производительность 10 м3/ч, диаметр поршня 35 мм, ход поршня 32,4 мм. В картере компрессора расположен электронагреватель, который подогревает масло в момент пуска компрессора после его длительного простоя. Конденсатор - горизонтальный кожухотрубный теплообменник с накатными медными трубками общей площадью 1,75 м2, развальцованными в трубных досках. С торцов конденсатор закрыт водяными крышками с расположенными в них перепускными каналами, обеспечивающими 12-кратное прохождение охлаждающей воды в рабочей полости конденсатора. Максимальное давление рабочего агента в конденсаторе равно 1,5 МПа, охлаждаю- щей воды 0,6 МПа. Допустимый рабочий диапазон температуры для рабочего агента tф лежит в пределах 275-373 К, для воды tв и tн - 275-323 К. Испаритель - конструктивно выполнен так же, как и конденсатор. Таблица/Table Химическая формула [Chemical formula] С2Н2F2Cl Молекулярная масса [Molecular weight] 100,48 Газовая постоянная, Дж/кг К [Gas constant] 82,74 Нормальная температура насыщения*, °С [Normal saturation temperature] -9,21 Критическая температура, °С [Critical temperature] 136,45 Критическое давление, МПа [Critical pressure] 4,138 Показатель адиабаты [Adiabatic index] 1,135 Коэффициент Трутона, mrs/Ts [Trouton’s Ratio] 20,28 Число Гульдберга, Ткр/Тs [The Number of Guldberg] 1,55 Основные данные фреона R-142b [Basic data of freon R-142b] Исследовалась работа ТН на рабочем агенте R-142b, физические свойства которого представлены в таблице. Результаты испытаний показаны на рис. 2. На рис. 2 представлена зависимость коэффициента преобразования теплового насоса от температуры горячего и холодного источников теплоты. Выводы Из данных, приведенных на рис. 2, следует: 1. при увеличении температуры верхнего источника (температуры воды, поступающей потребителю) коэффициент преобразования ТН резко падает, так, при повышении температуры теплопотребителя с 40 до 60 °С μ уменьшается с 3,4 до 2,2, то есть на 35 %; 2. с повышением температуры нижнего источника (вода, поступающая в испаритель) μ увеличивается. Так, при tв2 = 40 °С и температуре tн1 = 15 °С коэффициент преобразования μ = 2,2, а при температуре tн1 = 25 °С коэффициент преобразования μ = 3,4, то есть увеличивается на 35 %. * - при давлении 0,1013 МПа. m > 5 4 3 2 1 0 20 30 40 50 60 1 2 3 4 > tв2, °С