Обоснование методики расчёта теплонасосной установки для системы тепло- и хладоснабжения животноводческих и бытовых помещений

Обоснование методики расчёта теплонасосной установки для системы тепло- и хладоснабжения животноводческих и бытовых помещений

В.Г. Кушнир, д.т.н., профессор, И.В. Кошкин, к.т.н., Л.А. Азизова, магистрант, Костанайский ГУ; А.П. Козлов-цев, к.т.н., ФГБОУ ВО Оренбургский ГАУ; А.С. Кушнир, инженер, Санкт-Петербургский НиУ ИТМО

На сегодняшний день рациональное использование топливно-энергетических ресурсов представляет собой одну из актуальных проблем. Одним из перспективных путей решения этой проблемы является применение новых энергосберегающих технологий, основанных на использовании нетрадиционных источников энергии.

Тепло- и хладоснабжение с помощью тепловых насосов относится к области энергосберегающих экологически чистых технологий и получает всё большее распространение в мире. Тепловой насос – это устройство, используемое для обогрева и охлаждения. Работает ТН по принципу переда-

чи тепловой энергии от холодной среды к более тёплой, в то время как естественным путём тепло перетекает из тёплой области в холодную [1].

Материал и методы исследования. Для перевода работы теплового насоса в режим хладоснабжения четырёхходовой клапан компрессора переключается из одного крайнего положения в другое, в результате меняет направление поток фреона (рис. 1). Компрессор и дроссель продолжают работать в том же режиме, что и при отоплении здания. После смены направления движения процесс испарения в теплообменнике испарителя меняется на конденсацию, а процесс конденсации в теплообменнике конденсатора меняется на испарение. В итоге вода, которая циркулирует в контуре холодоснабжения, охлаждается и затем поступает на кондиционирование воздуха, а нагретый фреон отдаёт теплоту этиленгликолю, циркулирующему в первичном

Рис. 1 - Принципиальная схема перевода теплового насоса в режим хладоснабжения:

1 – наружный теплообменник; 2 – направление движения хладагента при охлаждении помещения; 3 – направление движения хладагента при отапливании помещения; 4 – четырёхходовой кран-переключатель; 5 – внутренний теплообменник; 6 – регулирующий вентиль; 7 – компрессор

контуре. Этиленгликоль отдаёт теплоту грунту, в результате чего происходит рассеивание тепловой энергии в грунте [1].

Представляем методику расчёта теплового насоса для системы теплоснабжения и системы хладоснабжения с условной нагрузкой 100 кВт с учётом условий климата Северного Казахстана. Исходными данными являются:

Qp = 100 кВт — теплопроизводительность системы тепло- и хладоснабжения при расчётной температуре наружного воздуха;

tucm = 8°С – температура источника теплоты низкого потенциала;

Ср = 70°C – температура прямой воды в теплосети при расчётной температуре наружного воздуха;

t°°p = 40°C – температура обратной воды в теплосети при расчётной температуре наружного воздуха;

tH = -20°С — расчётная температура наруж-

ного воздуха;

tn — температура воздуха в помещении.

В таблице 1 показана продолжительность отопительного сезона и сезона летнего кондиционирования для климатической зоны Северного Казахстана Костанайской области в зависимости от температур наружного воздуха.

Общая продолжительность отопительного сезона составляет 4440 час., а сезона летнего кондиционирования — 1992 час.

Расход теплоты на отопление связан с температурой наружного воздуха зависимостью:

расходу теплоты при расчётной температуре наружного воздуха [2].

Масса воды, циркулирующей в системе отопления, определяется расчётной теплопроизводительностью и разностью температур воды в системе при расчётной температуре наружного воздуха [2]:

о: =

Qp

c

:p l:p /

՜© V :p :p

Теплопроводность теплового насоса определяется по формуле:

QTH = G©c©

где t©K — температура воды, выходящей из конденсатора теплового насоса, °С; сга — теплоёмкость воды.

Для определения температуры воды после конденсатора теплового насоса է© используется выражение:

tк = է - և-ե

°бр

т i

е

где т = ккFk KG^c©); ^Fk = qTH /0к — интенсивность теплопередачи в конденсаторе при максимальной теплопроизводительности, Вт/К (в расчёте принята неизменной) [2].

При температурах наружного воздуха более высоких по сравнению с той, при которой теплопроизводительность теплового насоса является максимальной, нет необходимости поддерживать температуру конденсации высокой. Температура конденсации определяется по выражению [2]:

QT = Qp

tn t н.в. t П — t н.в. р.

где QTp — расчётная теплопроизводительность системы, МВт;

tn — температура воздуха в помещении, °С; tH. в. — температура наружного воздуха, °С. Температуру прямой и обратной воды определяют по уравнениям:

t©p = t п + At Q08 + Q 0'/2 t°°6p = tп +AtQ0 8 - Q0' /2

t np + t °бР A ,/ *©p ' l©p

где At =—-----------

- tn; 0' = t©p -1

© p

°6p . "©p ’

Q = Q / Qp = (tn - tн.в. ) /(tn - tн.в.p. ) — отно-

шение расхода теплоты при выбранной температуре наружного воздуха к максимальному

t

к

emtnp -1°6p

т i

е

Максимальная производительность системы пикового подогрева вычисляется по уравнению:

Qn = G©c©

Эффективная мощность компрессоров Ne определяется по условиям термодинамического цикла. Результаты расчёта, выполненного по изложенной методике, сведены в таблицу 2.

Результаты исследования. На основании полученных данных был построен график изменения теплопроизводительности системы отопления в зависимости от температуры наружного воздуха (рис. 2).

На основании данных о продолжительности отопительного сезона, представленных в таблице 1

1. Продолжительность отопительного сезона и летнего кондиционирования

Отопительный сезон

t,

1

-Ի֊

Хо

1

1

-30---25 -24,9----20 -19,9---15 О -9,9---5 -4,9---0 0,1---5 5,1---10

270 437 348 469 726 600 1200 390

Летнее кондиционирование

t„.e., °С 25---30 30---35

т, ч 1248 744

2. Результаты расчёта теплового насоса в режиме отопительной нагрузки

Величина Температура наружного воздуха tнвв °С

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10

QT, кВт 125 112 100 87,5 75 62,5 50 37,5 25

QTH, кВт 63,8 57,3 53,9 52,59 54,74 51,6 50 37,5 25

t пр ОС

5 '֊՜ 80,6 75,33 70 64,6 59,05 53,4 47,6 41,5 35,2

1.обр ос

5 43,1 41,58 40 38,3 36,55 34,6 32,6 30,3 27,7

tК ОС 62,4 58,9 56,3 34,2 53,1 50,2 47,6 41,5 35,2

Gк , кг/с 0,79

ю 5

tK, °С 43 41 40 40 40 37,2 35 33,2 30,4

0к, °с 2,8 3,2 4 6 7 8 7,5 5,6 3,2

крк, Вт/К 7820

Qn, кВт 61,2 54,7 46,1 34,9 20,26 10,9 0 0 0

Gи , кг/с 7,3

ю 5

kuFu, Вт/К 9400

Ne, кВт 8,7 9,9 11,2 19 26,5 20,8 11,4 6,7 4,4

Рис. 2 - График изменения теплопроизводительности системы отопления

и на рисунке 2, был построен график зависимости теплопроизводительности системы отопления от продолжительности сезонной нагрузки (рис. 3).

Годовой расход энергии компрессорами теплового насоса, работающего на теплоснабжение, определяется с учётом продолжительности постоянства температур наружного воздуха путём суммирования соответствующих произведений [2]:

WK0Mnp = ^Necpi т = 270(8.7 + 9.9)/2+

+ 437(9.9 +11.2)/2 + 348(11.2 +19)/2 +

+ 469(19 + 26.5)/2 + 726(26.5 + 20.8)/2 +

+ 600(20.8 +11.4)/2 +1200(11.4 + 6.7/2 +

+ 390(6.7 + 4.4)/2=62900 кВт-ч.

Мощность насосов (циркуляционного и на испаритель) будет составлять, кВт:

NmpK = GKm кН/р = 0,79-0,49/0,7 = 0,5;

NUcnap = G“ иН/р = 7,3-0,15/0,7 = 1,6; расход энергии насосами за отопительный сезон: WHac= 2Nmc т = (0,5 + 1,6)4440 = 9324 кВт-ч.

Общее количество теплоты, отпускаемой потребителю системой теплоснабжения за отопи -тельный сезон, и доля теплоты, приходящейся на тепловой насос и систему пикового подогрева, определяются с учётом их производительности и продолжительности постоянства температур наружного воздуха [2], МДж:

QTH = 2QT Ti =218110 кВт-ч = 785196; Q0d = 2Qt" т =79332 кВт-ч = 285595; QL = QTH + QL = 297442 кВт-ч= 1070791.

В режиме летнего кондиционирования воздуха тепловой насос работает как холодильная машина по обычному регенеративному холодильному циклу [3, 4].

Максимальная холодопроизводительность Qop при расчётном режиме составляет:

t — t

Т н.в. р. 1п.л

^0р л֊՜р зимн ,зимн

п н.в. р

Qo р = Q

30 - 22

= 100-------= 20 кВт

где t

20 + 20

= 30°С — расчётная температура наруж-

н.в. р.

ного воздуха;

tnn = 22°С — температура воздуха в помещении в период летнего кондиционирования.

С учётом тепловыделений людей, притока теплоты от солнечной радиации, с приточным воздухом и от других источников принимается:

Qop + 10% = 20 кВт + 10% = 22 кВт.

Холодопроизводительность определяется по формуле:

Q0 ՜ Q(

0 p

tн.в tn

tн.в. р — tn.

Разность температур обратной и прямой воды при расчётной температуре наружного воздуха определяется по формуле:

tl - C = Q0р /

Рис. 3 - Изменение теплопроизводительности системы отопления и продолжительности сезонной нагрузки

3. Результаты расчёта теплового насоса в режиме летнего кондиционирования

Температура наружного

Величина воздуха tH B. °С

35 32,5 30 27,5 25

Qo, кВт 35,75 28,8 22 15 8,25

t обр t пр ос

1ю - 1ю , С 10,83 8,72 6,67 4,54 2,5

t пр ОС

1С0 5 ^ 1,36 4,79 8,35 12,2 16,03

t обр ОС

1ю , С 12,19 13,5 15,02 16,8 18,5

to, °С 0 3,69 7,51 11,67 15,72

NB, кВт 5,97 3,8 2,63 2,13 1,4

Рис. 4 - График изменения холодопроизводитель ности системы хладоснабжения

Рис. 5 – Изменение холодопроизводительности системы хладоснабжения в зависимости от продолжительности сезонной нагрузки

Температура прямой и обратной воды определяется по выражениям:

t пр 1ю

= t0

+

^обр ,пр 1юр 1юр

m

-1

где mf = kuFu l(G“cm); С = С + (С - Ср).

Результаты расчёта по приведённым выражениям сведены в таблицу 3.

На рисунке 4 представлен график изменения холодопроизводительности системы хладоснабжения в зависимости от температуры наружного воздуха, который был построен на основании полученных при расчётах данных.

На основании данных о продолжительности сезона летнего кондиционирования, представленных в таблице 3 и на рисунке 4, был построен график зависимости холодопроизводительности системы хладоснабжения от продолжительности сезонной нагрузки (рис. 5).

Годовой расход энергии компрессорами теплового насоса в режиме летнего кондиционирования:

WK0Mnp = ЪЫвср( т = 5599,68 кВт-ч.

Расход энергии насосами за сезон кондиционирования составляет:

WHac = ЪКнас т = (0,5 + 1,6)1992 =

= 4183,2 кВт-ч.

Количество теплоты, отведённой от охлаждаемого объекта за сезон кондиционирования, равно:

Qo год = 2бо Ti = 40621,9 кВт ч =

= 146239 МДж.

Таким образом, на основании данных о продолжительности отопительного сезона и сезона летнего кондиционирования определены зависимости теплопроизводительности системы отопления от продолжительности сезонной нагрузки и изменения холодопроизводительности системы

летнего кондиционирования в зависимости от

продолжительности сезонной нагрузки.

Литература

1. Половинкина Е.О. Использование тепловых насосов в системах теплоснабжения зданий и сооружений / Нижегородский государственный архитектурно-строительный университет. Нижний Новгород, Россия. [Электронный ресурс]. URL: http://dropdoc.ru/doc/420764/polnaya-versiya-nauchnoj-raboty-1494-kb.

2. Бамбушек Е.М., Бухарин Н.Н., Герасимов Е.Д. Тепловые и конструктивные расчёты холодильных машин: учебное пособие для вузов по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки». Л.: Машиностроение, Ленинградское отделениение, 1987. 423 с.

3. Гоголин А.А. Рекомендации по расчёту и подбору испарительных конденсаторов. М.: ВНИХИ, 1978. 55 с.

4. Квашенников В.И., Козловцев А.П., Панин А.А. Терминология при производстве и эксплуатации ледогенераторов // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2014. № 2. С. 30-32.