СПОСОБ ТЕПЛОХЛАДОСНАБЖЕНИЯ
HEAT AND COLD SUPPLY METHOD

Изобретение относится к теплонасосной и холодильной парокомпрессионной технологии и технике с использованием обратных круговых циклов функционирования, близких к циклу Карно (например, изобарный цикл Джоуля), где в качестве рабочего тела применяются жидкие хладагенты с изменением пропорций содержания в них жидкостной и паровой фаз в рабочем герметически замкнутом цикле под действием внешней работы (эксергии).
Задачей настоящего изобретения является снижение расхода подводимой извне работы (эксергии) для привода системы теплохладоснабжения с одновременным увеличением доли полезной функции охлаждения в цикле за счет введения энергоэкономичных аддитивных внутрицикловых режимов теплообмена, сжатия, расширения и плавного разделения хладагента на паровую и жидкостную фазы до направления их на выполнение полезных функций в компрессоре и испарителе с упрощением регулирования указанных процессов, а также более глубоком переохлаждении жидкостной фазы и снижении негативного воздействия дроссельного эффекта.
Уровень технологии и техники
Известны способы теплохладоснабжения, заключающиеся в непрерывном сжатии и перегреве паров хладагента за счет подведенной извне работы (эксергии) с соответствующим повышением их температуры в герметически замкнутом холодильном контуре, отборе от них избыточного тепла конденсации в окружающую среду воздухом или водой до обеспечения сжижения подавляющей части паровой фазы хладагента с некоторым переохлаждением, дросселировании (изоэнтальпийном расширении) жидкого хладагента в охлаждающие устройства - испарители, испарении хладагента при поглощении им тепла от любого обрабатываемого вещества в окружающей среде (см. Фиг.1). (Г.Хайнрих, Х.Найорк, В.Нестлер. Теплонасосные установки для отопления и горячего водоснабжения. М., Стройиздат, 1985 г., с.45-56, 100-106).
Наиболее близким к изобретению по свой сущности является способ и устройство парокомпрессионного хладоснабжения, включающие сжатие хладагента, его охлаждение путем отвода тепла в окружающую среду, ступенчатое расширение до промежуточного давления, превышающего давление испарения, совмещенное с переохлаждением обратным потоком низкотемпературного агента и реализацией полученного холода, в котором расширение ведут ступенчато с одновременным отбором пара при промежуточных давлениях и направлением этого пара на соответствующее сжатие (фиг.2), (авторское свидетельство СССР №1774142, Кл. F25B 29/00, 1/00, 1992).
К недостаткам указанных способов следует отнести неустраняемый в них процесс перегрева паров хладагента с высоким расходом подводимой извне удельной энергии на сжатие (компримирование) пара, усложнение процессов сжатия за счет применения их ступенчатости с различными давлениями паров при подаче в компрессор, требующими дополнительного применения регулирования сжатия и охлаждения при различных постоянно меняющихся величинах температур и давлений хладагента в ступенях, а также усложнение конструкции компрессора за счет введения в различных местах компрессора разновеликих полостей всасывания для ступенчато различающихся начальных давлений хладагента в едином цикле, существенный объем дросселирования жидкой фазы, снижающий тем самым полезную долю процесса охлаждения в круговом цикле.
Раскрытие изобретения
Предлагаемый способ основан на использовании фактора аддитивности, представляющего собой зависимость значения какого-либо параметра агента от его массы, или состава, при этом реализуется способ преобразования энергии, приложенной к неоднородной системе, различные части которой противоположным образом изменяют свое состояние.
Последовательность действий при реализации предлагаемого способа (алгоритм) состоит в следующем (см. фиг.3):
1. Сухие насыщенные пары хладагента, поступающие двумя различными потоками из вихревого двухкамерного парогенератора и испарителя, увлажняют мелкодисперсным жидким хладагентом непосредственно при входе их во всасывающий патрубок компрессора. Поэтому на T-S диаграмме точка 1 перед началом увлажнения и сжатия паров хладагента остается без изменений.
2. Влажность сжимаемого по изоэнтропе пара при входе в компрессор регулируют подачей мелкодисперсного хладагента по температуре выхода сухого насыщенного пара из компрессора, незначительно отличающейся от температуры конденсации, поэтому сжатие начинают после увлажнения - от точки 1а на Т-S диаграмме.
3. Процесс передачи тепла от конденсирующегося пара стороннему теплоносителю в конденсаторе (с отдачей скрытого тепла конденсации) стабилизируют и интенсифицируют на всем протяжении от точки 2' на T-S диаграмме вследствие пренебрежимо малого перегрева паров и повышения коэффициента теплоотдачи к внешнему теплоприемнику.
4. Несконденсировавшиеся пары хладагента, распределенные в жидкой фазе в виде микропузырьков, интенсивно отделяют (сепарируют) в вихревом двухкамерном парогенераторе с теплообменной рубашкой за счет перепада давлений конденсации и всасывания, обеспечивающего относительный перегрев парожидкостной смеси, что представляет собой аддитивную составляющую парокомпрессионного цикла теплохладоснабжения по массе паровой фазы хладагента. При пароотборе происходит также сопутствующее ему переохлаждение жидкостной фазы хладагента по левой пограничной линии в T-S диаграмме с понижением почти до температуры ее в испарителе.
5. Небольшую долю переохлажденного жидкого хладагента (до 5-8% циркулирующего в рабочем контуре без ресиверов) применяют под давлением конденсации для мелкодисперсного распыления и увлажнения сухих паров низкого давления, поступающих к всасывающему патрубку компрессора, что представляет собой аддитивную составляющую парокомпрессионного цикла теплохладоснабжения в части использования жидкостной фазы хладагента.
6. Переохлажденный жидкий хладагент, выходящий после вихревого двухкамерного парогенератора с теплообменной рубашкой с состоянием, соответствующим точке 3 в T-S диаграмме (фиг.3), направляют на дросселирование. Потери при дросселировании, возникающие вследствие выделения паров внутри жидкого хладагента и препятствующие эффективной работе испарителя, будут минимальными вследствие ранее осуществленного интенсивного пароотбора из всего объема хладагента с одновременным переохлаждением жидкой фазы при вихревом центробежном разделении (сепарировании).
7. Жидкий хладагент в испарителе после предварительного полного удаления (сепарирования) паров и переохлаждения обладает повышенной удельной тепловоспринимающей способностью в точке 4 T-S диаграммы (фиг.3), что сопровождается количественным снижением его циркулирования в цикле при заданной холодопроизводительности и выражается в соответствующем снижении удельного потребления внешней работы на осуществление замкнутого цикла.
Сама система, в которой осуществляется цикл, является синергетической, так как представляет собой открытую динамическую систему, обменивающуюся с окружающей средой энергией без достижения с ней теплового равновесия. Пространственно-временное состояние рассматриваемой здесь синергетической системы полностью определяется параметрами порядка и подчинено им. При этом незначительная причина в такой системе, заключающаяся в изменении какого-либо параметра, может вызвать значительный эффект в системе в целом, называемый сверхсуммарным синергетическим эффектом.
В предлагаемом способе синергетический эффект базируется на том, что часть массы и энергии циркулирующего хладагента (незначительная причина) используют с применением его фазовых превращений и некоторым перераспределением температурной движущей силы и давления в качестве интенсивной составляющей пространственной неоднородности одного объекта (компрессора), вызванной источником эксергии (механической работы), чем создают искусственную неоднородность в других объектах (конденсаторе, переохладителе, испарителе, самом хладагенте с изменением его теплоемкости) внутри замкнутого обратного цикла энерготрансформации, повышая тем самым его эффективность в целом, что свидетельствует о появлении сверхсуммарного результата и наглядно отражено при сопоставлении известных способов на T-S диаграмме с предлагаемым (фиг.1, 2, 3).
Круговая причинность в предлагаемом способе и устройстве не только определяет поведение отдельных частей системы, но и сами эти отдельные части, в свою очередь, определяют действие параметров порядка.
Техническим результатом предлагаемого способа является заметное снижение удельного потребления внешней работы (эксергии) на единицу воспринимаемого хладагентом и переносимого тепла, рост коэффициента теплоотдачи при конденсации паров в насыщенном состоянии за счет минимизации их перегрева, интенсификация внутри цикла на принципах аддитивности тепломассообменных процессов, существенное увеличение теоретического коэффициента преобразования теплового насоса (или холодильного коэффициента);
Технический результат достигается за счет того, что в способе теплохладоснабжения, включающем сжатие паров хладагента, их охлаждение подводимым извне теплоносителем, расширение до промежуточного давления, превышающего давление испарения, совмещенное с переохлажденным потоком низкотемпературного агента и реализацию полученного холода в испарителе, сжиженный хладагент в замкнутом холодильном аддитивном цикле подают из конденсатора вначале в теплообменную рубашку вихревого двухкамерного парогенератора с теплообменной рубашкой, а из нее - в рабочую полость вихревого двухкамерного парогенератора с теплообменной рубашкой, в котором за счет остаточного давления конденсации, превышающего давление всасывания, хладагент разделяют в вихре на паровую и переохлажденную жидкостную фазы, причем сухую паровую фазу направляют вместе с парами хладагента из испарителя на сжатие в компрессор массового изготовления без внесения в него конструктивных изменений, небольшую долю переохлажденной жидкой фазы хладагента распыливают и подают в мелкодисперсном капельном состоянии во всасывающий тракт компрессора в количестве, обеспечивающем минимальный перегрев паров хладагента в конце сжатия, а основную часть переохлажденного потока жидкого хладагента выводят из вихревого двухкамерного парогенератора с теплообменной рубашкой и передают в испаритель.
Положительный эффект при осуществлении данного способа выражается в приближении его к теоретическому термодинамическому холодильному (обратному) циклу Хазелдена в докритической области, имеющему более высокую термодинамическую эффективность по сравнению с другими обратными циклами (Лоренца, Ренкина, Стирлинга). Этот эффект обеспечивается за счет изменений в двух внутренних составляющих реализуемых процессов кругового цикла.
Первая составляющая эффективности - минимизация перегрева паров хладагента в конце сжатия за счет насыщения их микрокаплями жидкого хладагента непосредственно перед моментом начала сжатия (в виде тумана - влажного пара) с незамедлительным испарением микрокапель жидкого хладагента в этом тумане при осуществлении процесса сжатия. При этом выделяемая теплота процесса компримирования поглощается испаряемой капельной жидкостью внутри самого хладагента при фазовом переходе, не допуская его перегрева, что дает экономию за счет увеличения доли процесса конденсации с уменьшением доли снятия перегрева паров в цикле. Подводимая со стороны энергия (эксергия) для привода компрессора расходуется исключительно на полезную работу, без излишних потерь работы на перегрев паров, которые увеличивают неоднородность системы сверх требуемой для цикла минимальной величины.
Вторая составляющая эффективности по способу - вихревое высокоинтенсивное разделение паровой и жидкостной фаз в сконденсированном хладагенте за счет энергии перепада давлений между входом и выходом компрессора с сопутствующим вихревому процессу глубоким переохлаждением жидкостной фазы вследствие более полного отделения из нее паров. При этом точка 3 на левой пограничной кривой T-S диаграммы перемещается вниз по изобаре (левой пограничной линии) с соответствующим снижением потерь на дросселирование жидкого хладагента по изоэнтальпе и одновременным увеличением полезной холодопроизводительности по линии изобары с изотермой на участке диаграммы 4-1. Снижение дросселирования означает значительное уменьшение доли паров в хладагенте перед его направлением в испаритель, что обеспечивает рост полезной доли поглощения тепла (холодопроизводительности цикла) в расчете на единицу массы циркулирующего хладагента.
Осуществление изобретения по способу теплохладоснабжения возможно с применением любых хладагентов в диапазоне их наилучших термодинамических характеристик (главным образом, температурных), а также при использовании в устройстве, реализующем теоретический обратный цикл Карно, массово выпускаемых промышленностью стандартных компрессоров, соответствующих особенностям их работы с конкретным хладагентом. Вихревой двухкамерный парогенератор с теплообменной рубашкой осуществляет широко известное физическое явление разделения фаз при закрутке внутри него парожидкостного потока без ограничений масштабного характера и работает с любым хладагентом без какого-либо внутреннего регулирования в диапазонах расчетных температур, давлений, производительности, свойственных конкретному круговому аддитивному термодинамическому циклу.
Пример 1
Теплонасосный парокомпрессионный цикл и установка для его осуществления (ТНУ). Рабочее вещество - хладон R22.
o
Все расчеты ведутся на единой базе исходных данных по тепловой мощности ТНУ Q=100 кВт, температурам испарения +5°C и конденсации +50°C в идеальных обратных круговых докритических циклах с целью обеспечения полной сопоставимости результатов любого варианта (фиг 4). По аналогичным соображениям обеспечения идентичности особенности конкретной конструктивной реализации в каждом способе не учитываются.
Подсчет осуществляется по трем вариантам способа и установки для его осуществления:
- вариант 1 - аналог (точки на диаграмме с индексом α);
- вариант 2 - прототип (точки на диаграмме с индексом β);
- вариант 3 - предлагаемое изобретение (точки на диаграмме с индексом γ).
o
o
в
Коэффициент преобразования ТНУ µ=q: Al+1=q:I+1;
o
o
Масса циркулирующего в системе хладагента m=Q:q кг/с;
i
Внутренний адиабатный к.п.д. сжатия паров η=0,8;
i
k
2
1
i
Удельная внутренняя работа (с учетом η=0,8) компрессора I=(i'-i):η кДж/кг;
эд
k
Мощность электродвигателя N=I·m:0,9 кВт (с учетом к.п.д. электродвигателя и механической передачи 0,9).
Для удобства при сравнении разных вариантов способов и устройств, исходные данные и результаты расчетов представлены в табл.1.
Таблица 1
Варианты расчета
Энтальпия, кДж/кг
q<sub>o</sub>=i<sub>1</sub>-i<sub>4</sub>, кДж/кг
Коэфф., µ
Масса, m, кг/с
Работа, I<sub>k</sub>, кДж/кг
N<sub>эд</sub>, кВт
i<sub>1</sub>
i<sub>2</sub>
i<sub>4</sub>
Аналог (α)
606,7
637,7
460,7
146,0
4,77
0,685
38,75
29,5
Прототип (β)
606,7
630,7
451,0
155,7
6,19
0,642
30,00
21,4
Предлагаемый (γ)
606,7
619,7
412,3
194,4
12,96
0,514
16,25
9,3
По данным расчета видно, что в заявленном изобретении по сравнению с прототипом (при равной тепловой мощности ТНУ) коэффициент преобразования тепла идеального цикла увеличивается в 2,1 раза, масса циркулирующего в замкнутом контуре рабочего вещества R22 снижается на 20%, а мощность электропривода компрессора уменьшается в 2,3 раза. Указанные параметры достигаются при внутрицикловом перераспределении до 10% массы циркулирующего рабочего вещества. При этом главный термодинамический выигрыш образуется на участке отбора тепла от теплоисточника для теплового насоса.
Пример 2
Холодильный парокомпрессионный цикл и установка для его осуществления (КХУ). Рабочее вещество - аммиак R717.
o
Все расчеты ведутся на единой базе исходных данных по холодильной мощности КХУ Q=100 кВт, температурам испарения -7°C и конденсации +30°C в идеальных обратных круговых холодильных докритических циклах для обеспечения полной сопоставимости результатов любого варианта расчета (фиг.5). По аналогичным соображениям обеспечения идентичности особенности конструктивной реализации каждого способа не учитываются. Подсчет осуществляется по трем вариантам способа и установки для его осуществления:
- вариант 1 - аналог (точки на диаграмме с индексом α);
- вариант 2 - прототип (точки на диаграмме с индексом β);
- вариант 3 - предлагаемое изобретение (точки на диаграмме с индексом γ).
o
s
1
4
2
1
Холодильный коэффициент идеальной установки ε=q:I=(i-i):(i-i);
o
o
Масса циркулирующего в системе хладагента m=Q:q кг/с;
i
Внутренний адиабатный к.п.д. сжатия паров η=0,8;
i
k
2
1
i
Удельная внутренняя работа (с учетом η=0,8) компрессора I=(i'-i):η кДж/кг;
эд
k
Мощность электродвигателя N=I·m:0,9 кВт (с учетом к.п.д. электродвигателя и механической передачи 0,9).
Для удобства при сравнении разных вариантов способов и устройств исходные данные и результаты расчетов представлены в табл.2.
Таблица 2
Варианты
Энтальпия, кДж/кг
q<sub>o</sub>=i<sub>1</sub>-i<sub>4</sub>, кДж/кг
Холод. коэфф., ε
Масса, m, кг/с
Работа, I<sub>k</sub>, кДж/кг
N<sub>эд</sub>, кВт
i<sub>1</sub>
i<sub>2</sub>
i<sub>4</sub>
Аналог (α)
1650,1
1849,0
527,2
1122,9
5,65
0,089
238,9
23,6
Прототип (β)
1650,1
1743,4
494,0
1156,1
12,39
0,086
149,9
14,4
Предлагаемый (γ)
1650,1
1685,5
400,0
1250,1
35,31
0,080
93,62
10,4
По данным расчета видно, что в заявленном изобретении по сравнению с прототипом (при равной холодильной мощности КХУ) холодильный коэффициент идеального цикла увеличивается в 2,85 раза, масса циркулирующего в замкнутом контуре рабочего вещества R717 снижается на 7%, а мощность электропривода компрессора уменьшается в 1,38 раза. Указанные параметры достигаются при внутрицикловом перераспределении до 10% массы циркулирующего рабочего вещества. При этом главный термодинамический выигрыш образуется на участке перегрева хладагента при его сжатии в компрессоре.