Оценка процедуры ретрофита хладагента в холодильных машинах и тепловых насосах на основе термодинамического анализа

УДК 621.564; 621.577

А. В. Шерстюк, Э. Г. Братута, Х. Э. Харлампиди ОЦЕНКА ПРОЦЕДУРЫ РЕТРОФИТА ХЛАДАГЕНТА В ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИНАХ И ТЕПЛОВЫХ НАСОСАХ НА ОСНОВЕ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО АНАЛИЗА

Ключевые слова: тепловой насос, холодильная машина, ретрофит, термодинамический анализ.

Проведено расчетное исследование энергетической и эксергетической эффективности холодильных машин и теплонасосных установок в широком диапазоне изменения режимных параметров и видов рабочих тел, с целью выбора сервисных хладагентов для замены в действующих установках.

Key words: heat pump, refrigerating machine, retrofitting, thermodynamic analysis.

By calculation study of energy and exergy efficiency of chillers and heat pump systems in a wide range of operating parameters and types of working fluids, in order to select service refrigerants to replace the existing installations.

Введение

Большинство стран мира приняла на себя обязательства проводить энергосберегающую политику, направленную на снижение выбросов СО2 в атмосферу, а также устранение из обращения ряда озоноопасных хладагентов. Появилась, так называемая, проблема ретрофита запрещенных хладагентов альтернативными рабочими веществами, которые не уступают по своим термодинамическим характеристикам, заменяемым хладагентам.

Ретрофит применяется для оборудования, которое находится в эксплуатации, и еще не израсходовало свой ресурс. Оценка перспективности хладагента для ретрофита требует комплексного подхода, включающего анализ термодинамической эффективности холодильного цикла с альтернативным рабочим веществом, анализ взаимодействия хладагента с конструкционными материалами, маслами, определение максимально возможных значений энергетической эффективности установки, анализ экологических маркеров хладагентов, определение экономической целесообразности процедуры замены хладагента в действующих установках.

Учитывая тот факт, что значительная часть действующего холодильного оборудования использующее экологически небезопасные хладагенты не исчерпало свой ресурс, и поэтому еще долгое время будет находиться в эксплуатации, вопрос оценки эффективности ретрофита представляется актуальным.

Эколого-энергетические аспекты выбора хладагента для ретрофита

Выбор нового альтернативного хладагента, представляет собой сложную задачу, поскольку это всегда некое компромиссное решение между достаточно противоречивыми требованиями. Необходимо учитывать аспекты глобального и локального, прямого и опосредованного влияния хладагента на окружающую среду. Кроме того, хладагент должен иметь хорошие термодинамические и эксплуатационные показатели, а также низкий уровень токсичности. В последнее время факторы экологии и безопасности эксплуатации являются превалирующими над остальными требованиями к хладагентам. Между тем, требование обеспечения высокой энергетической эффективности холодильного оборудования остается одним из главных, поскольку снижая энер-

гетические затраты на привод холодильной машины (ХМ) или теплонасосной установки (ТНУ) уменьшается косвенное воздействие хладагента на окружающую среду, поскольку снижается масса СО2, выделяющегося при производстве 1 кВтч электроэнергии. Количественный анализ экологических характеристик ХМ показал, что экологические последствия в большей степени зависят от термодинамически обоснованного выбора энергетически эффективного хладагента, чем непосредственно от показателей прямой опасности хладагента.

По экологическим показателям ODP (потенциал разрушения озона) и GWP (потенциал глобального потепления) наиболее приемлемыми для замены R12 и R22 в действующих ХМ и ТНУ представляются хладагенты R404A, R410A, R407C, R134а, R152а, R143а, R32, R125. Они рекомендованы рядом производителей хладагентов, таких как Du Pounte, Solvay - fluore.

Для эколого-энергетической оценки хладагента в соответствующей системе, используется общий коэффициент эквивалентного потепления TEWI [1]:

TEWI = GWPM + a B

где GWP - потенциал глобального потепления по отношению к СО2 (GWPco2=1); M - масса выпущенного в атмосферу хладагента (эмиссия), кг; а -масса выделяющегося при производстве 1 кВт ч электроэнергии диоксида углерода, кг СО2 /(кВтч); В - количество энергии, потребленное ТНУ за время ее эксплуатации, кВтч.

Величина а в (1) непосредственно зависит от региона и того, как в этом регионе производится электроэнергия. Для гидроэлектростанции а = 0. При производстве электрической энергии за счет сжигания нефти и угля а составляет около 0,8 кг СО2/(кВтч).

Следует отметить, что при оценке показателя TEWI часто слагаемое GWP M, учитывающее прямую эмиссию хладагента, может быть существенно ниже, второго слагаемого в формуле (1). Непосредственный вклад в TEWI вносит величина коэффициента преобразования ТНУ д. Так, при использовании хладагента, требующего на 3% больше электроэнергии на привод оборудования ТНУ или ХМ, показатель TEWI будет почти в 3 раза выше,

чем при непосредственной эмиссии хладагента в атмосферу.

Эксергетическое обоснование перевода действующих ХМ и ТНУ на альтернативные хладагенты

Распространенный в настоящее время способ определения перспективности новых хладагентов с позиции обеспечения высокой энергетической эффективности ХМ, заключается в оценке холодильного коэффициента теоретического цикла, без учета необратимости протекающих процессов (трение, неравновесный теплообмен и др.). Между тем, влияние внешней и внутренней необратимости в действительном цикле ХМ и ТНУ может существенно повлиять на оценку перспективности применения того или иного альтернативного хладагента.

В настоящей работе проведен расчетный анализ потерь от необратимости процессов в действительных циклах ХМ и ТНУ при проведении процедуры замены хладагента в заданном гидравлическом контуре.

При расчете термодинамических свойств хладагентов используется база данных КЕРРЯОР 7.0 [2] Расчет статических характеристик ХМ и ТНУ произведен по рекомендациям работы [3]. При анализе ХМ или ТНУ учитывается степень необратимости каждого процесса в цикле на термодинамическую эффективность.

Рассмотрим основные уравнения методики термодинамического анализа ХМ и ТНУ.

На рис. 1 представлен термодинамический цикл ХМ в Р-І- диаграмме.

Рис. 1 - Термодинамический цикл ХМ

Холодопроизводительность испарителя

до _ т, ( - іА).

где т{ - массовый расход хладагента в цикле,

Величина производства энтропии в испарителе

£исп = тг

/V 1 4/ гр

1Ь

где Ть - средняя температура по длине теплообменной поверхности испарителя

Т  - Т

Т _____ 3/ 30

ь Т

Т

эо

где Т8І и Т50 - температуры хладоносителя на входе и выходе из испарителя соответственно. Теплопроизводительность конденсатора.

Осонд _ тГ

Величина производства энтропии в конденсаторе

О

_т,( -32)-

Т,

н

где ТН - средняя температура охлаждающей конденсатор воды.

Т - Т ,

гр МО_____Ш_ >

н т

\п-^°

Т

где Т„, и Т„0 - температуры теплоносителя на входе и выходе из конденсатора соответственно.

Мощность привода компрессора

_ т/

где Окм - теплота, генерируемая при неизоэнтроп-ном сжатии в компрессоре.

Производство энтропии в процессе сжатия в компрессоре

окм / \ 1°:

Sgen _ т/(2 - э1 )-

окр

Для процесса дросселирования величина Бдеп равна

^ = т/

Холодильный коэффициент

во

8 _ •

теме

Е1М

Коэффициент преобразования ТНУ

бконд

ц _--------.

Nкм

Суммарные потери от необратимости в сис-

+Бдеп Р).

— Т ИСП,- КМ, о конд

потери- 1 окр(^деп +^деп +^деп

Степень термодинамического совершенства 8_,

8

где

Карно

Карно

Тн - Ть

При сравнении эффективности различных хладагентов выражение для расчета холодильного коэффициента целесообразно представить, включив в него величины производства энтропии в каждом из элементов ХМ. Это позволит при известных температурах Т_ и Тн, а также заданной величине О0 оценить влияние величины Бдеп в любом элементе на е.

Уравнение для расчета е с учетом влияния величины производства энтропии Бдеп в каждом элементе ХМ имеет вид.

-'Карно

1 + -

Л I

______к_____

во

Для оценки влияния потерь от необратимости каждого процесса на эксергетический КПД ХМ используем эксергетический метод анализа [4,5]. Эксергетический анализ позволяет судить о термодинамическом совершенстве процессов, происходящих внутри каждого элемента ХМ или ТНУ. Эксергетический баланс компрессора

Токр = т5

где ех1 - удельная эксергия хладагента в точке цикла ех = г - Т • 5-;

м окр I 9

Токр - температура окружающей среды; т- -массовый расход хладагента.

Деструкция эксергии в компрессоре

т5

Эксерегетический КПД компрессора

т5

Т-'КМ ___ у окм

ED,k = ТокрSgen

ПІІ,км

N к

Эксергетический баланс конденсатора

ТокрSgen = m2 (ЄХ2 - ЄХ3 ) - Ё| 1 -

ТО

окр

ТН

к _1 V -‘Я

Деструкция эксергии в конденсаторе

ЕКҐ _

«V ТЯ )

Уравнения эксергетического баланса дроссельного вентиля

Токр Sgen = m3 (ЄХ3 - ЄХ4 )-

Деструкция эксергии в процессе дроссели-

рования

ЕГ)к _ т3Токр (4 - ^3 ) .

Эксергетический баланс испарителя

п ( Т

Токр ^\еп _ т4 (5 - е*4 )-Ё| 1 -

к _1 V Т Ь

Деструкция эксергии в испарителе

_ (тз (І5 - І4 ) - Токр ( ((5 - ^ ))- ) (1 - ^

*_^ Т Я

Эксергетический КПД ХМ

Оо |1 - Токр

Пех =-

.

С использованием предложенной методики проведено сопоставление характеристик ХМ и ТНУ, работающих на хладагентах Я12 и И22 и новых смесе-вых, а также однокомпонентных рабочих веществах.

В таблице 1 представлены сравнительные характеристики режимных параметров чиллера при замене К22 альтернативными хладагентами. Температура воды на входе в испаритель Т5І = 8°С, Температура воды на входе в конденсатор Т„, = 15 °С, теоретическая объемная подача компрессора Ц- = 13,2 м3/ч (компрессор БМКН - 750). Обозначения в таблице 1 приняты следующие: Т0 и Тк - температуры испарения и конденсации хладагента; Р0 и Рк -

давления испарения и конденсации; Т2 - температура в конце процесса сжатия.

Таблица 1 - Расчетные характеристики чиллера при ретрофите Я22

Величина Хладагенты

R407C R410A R404A R134a

9л. кВт 8,54 12,25 9,49 6,248

Км, кВт 1,36 2,46 1,66 0,84

8 6,2 4,98 5,71 7,45

о о 0 - 3,16 -1,4 0,9

Т к, °С 25,7 28,6 26,5 24,2

P0, кПа 444,6 719,1 578,9 301,9

Рк, кПа 1024,8 1807,9 1295,3 649,0

Т2, °С 46,4 54,7 39,5 37,87

Как видно из таблицы 1, при переводе чиллера на хладагент Я134а режим выработки холода осуществляется с высоким холодильным коэффициентом е, между тем одновременно падает холодопроиз-водительность О0. Для хладагента Я410А имеет место обратная зависимость, здесь существенно возрастает

О0,, но в тоже время уменьшается е. Кроме того, для Я410А характерно высокое давление в испарителе и конденсаторе, что потребует усиления прочностных характеристик оборудования.

Наиболее близкими, по характеристикам к Я22, является Я407 °С (рис. 2). Уменьшение О0 в расчетном режиме составляет 5 %, уровень давлений в испарителе и конденсаторе фактически не изменяется (отклонение 1,6 %). С повышением температуры конденсации до 40 °С значения е для циклов с хладагентами Я134а и Я22 практически совпадают (рис. 3).

Рис. 2 - Зависимость 20 от температуры конденсации при Т0 = 0 °С

На рис. 4 и 5 показан характер изменения эксергетического КПД ХМ при варьировании температур конденсации и испарения в цикле для альтернативных хладагентов. Сопоставление производилось для конкретного холодильного контура. Теоретическая объемная подача компрессора в расчетном режиме с Я22 составляла 22 м3/ч. Задавались температуры конденсации и испарения, которые соответствовали режиму работы ХМ с К22. Температура окружающей среды принималась равной 30°С.

конд

Т к,°С

Т о, °С

Рис. 3 - Зависимость є от температуры испарения при Тк = 40 °С

0.6 -0.5 -

ч

I 04S *

! 0.3 -

É

ф

І 02  il

0.1 -0 -

R134a

R143a

R152a

R404A

R407C

R410A

25 30 35 40 45

Температура конденсации, 0С

Рис. 4 - Изменение эксергетического КПД ХМ в зависимости от температуры конденсации

0.6

0.5

с!

*

£ 0.3-2 (В

102 *

° 0.1 0

-30

Температура испарения, 0С

Рис. 5. Изменение эксергетического КПД ХМ в зависимости от температуры испарения

Как можно видеть из рис. 4 и 5, более существенно меняется эксергетический КПД ХМ с хладагентом К407. Это означает, что ХМ с К407 может эффективно использоваться в нерасчетных режимах при значительном изменении нагрузки и параметров на входе в испаритель и конденсатор. Между тем, по сравнению с другими рабочими веществами значение эксергетического КПД для ХМ с К407 заметно

ниже. Такой результат оказался достаточно неожиданным, поскольку принято считать [4], что для хладагентов с высоким показателем неизотермично -сти процессов испарения и конденсации характерны низкие значения потерь от необратимости при теплообмене, и как следствие этого, высокая степень термодинамического совершенства цикла ХМ. Между тем, детальный анализ эксергетических потерь в элементах ХМ показал, что для R407 существенное влияние на эффективность оказывают потери в процессе дросселирования, а также потери в компрессоре. Это, в конечном счете, приводит к снижению общей эксергетической эффективности ХМ.

Выводы

Анализ результатов численных исследований показал, что ни одно из синтезированных в настоящее время рабочих веществ не обладает полным комплексом свойств присущих R22. Близким по энергетической эффективности и холодопроизводи-тельности является R404A, однако для него характерно более высокое давление в гидравлическом контуре. Поэтому простая замена R22 на R404A в действующих установках на наш взгляд нецелесообразна. Предложенная методика позволила провести детальный анализ потерь от необратимости в элементах ХМ и ТНУ, оценить показатели энергетической эффективности, определить предельно достижимые границы термодинамического цикла действующих ХМ и ТНУ при замене хладагента.

Литература

1. Цветков, О.Б. Теплофизические аспекты экологических проблем современной холодильной техники / О. Б. Цветков, Ю. А. Лаптев // Химия и компьютерное моделирование. Бутлеровские сообщения. Приложение к спец. выпуску - 2002. - №10. - С. 54 - 57.

2. Lemmon, E. W. NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties - REFPROP Version 7.0/ E. W. Lemmon, M. O. McLinden, M. L. Huber// NIST Standard Reference Database 23. - National Institute Standards and Technology. -USA, Boulder, Colorado. - 2002 - 155 p.

3. Харлампиди, Д.Х. Расчет реверсивного кондиционера-теплового насоса при переводе его на альтернативные хладагенты/ Д.Х. Харлампиди, Э.Г. Братута, А.В. Шер-стюк // Інтегровані технології та енергозбереження. -2012. - №3. - С. 78 - 83.

4. Морозюк, Т. В. Теория холодильных машин и тепловых насосов/ Т.В. Морозюк. - Одесса: Негоциант, 2006. - 721 с.

5. Харлампиди, Д. Х. Вопросы структурного термодина-

мического анализа парокомпрессионных термотрансформаторов/ В.АТарасова В.А., Х.Э.Харлампиди

//Вестник КТУ, 2013. -Т.16. -№5. -С.82-88.

©А. В. Шерстюк - асп. каф. теплотехники, Национальный технический университет «Харьковский политехнический институт», alexey_sherstyuk@mail.ru; Э. Г. Братута - д-р техн. наук, проф. той же кафедры; Х. Э. Харлампиди - д-р хим. наук, проф., зав. каф. общей химической технологии КНИТУ, kharlampidi@kstu.ru.