Вплив термогідравлічної незворотності процесів у парокомпресорних холодильних та теплонасосних установках на їх ефективність - Автореферат

Незважаючи на численні теоретичні праці з розробки методів термодинамічного аналізу циклів холодильних машин, якими закладена теоретична основа розрахунку компресорів і тепломасообмінного устаткування холодильних машин, деякі задачі дотепер не одержали задовільного розвязку. Сьогодні на стадіях проектування, створення та подальшої експлуатації холодильних машин (ХМ) і теплових насосів (ТН) необхідно мати в своєму розпорядженні методику розрахунку, яка дозволяє враховувати взаємоповязаний вплив термогідравлічної незворотності процесів в основних блоках і трубній обвязці згаданих теплотрансформаторів. Недостатність наукових даних, що стосуються розвязання цієї задачі, визначила актуальність теми даної роботи, яка присвячена проблемі підвищення ефективності парокомпресорних холодильних машин і теплових насосів на основі аналізу циклових термогідравлічних процесів і схемних рішень. Обраний у роботі напрям дослідження відповідає «Плану заходів на 2006-2010 рр. щодо реалізації Енергетичної стратегії України на період до 2030 р.» (затверджено розпорядженням Кабінету Міністрів України від 27 липня 2006 р., №436-р; розділ VII - підвищення енергоефективності та розвиток нетрадиційних відновлювальних і альтернативних джерел енергії), а також держбюджетній НДР М441 НТУ «ХПІ», №д.р. Подальшого розвитку й уточнення отримала комплексна методика розрахункового дослідження холодильних машин і теплових насосів з урахуванням термогідравлічної незворотності процесів в основних блоках і сполучних трубопроводах термоперетворювачів.

Результати дисертації викладено в 12 наукових роботах, 8 з яких опубліковано в періодичних виданнях, що входять до Переліку ВАК України і відповідають профілю спеціальності 05.14.06 - технічна теплофізика і промислова теплоенергетика.

Структура й обсяг дисертації. Робота складається з вступу, 4 розділів, висновків, списку використаних джерел з 204 найменувань та 1 додатку.

Загальний обсяг дисертації становить 204 сторінки, з них 135 сторінок основного тексту, 43 рисунки, 12 таблиць, 3 сторінки додатків, 16 сторинок списку використаних джерел.

Основний зміст термогідравлічний холодильний тепловий насос

У вступі обґрунтовано актуальність теми дисертаційного дослідження, сформульовано мету, задачі, наукову новизну і практичне значення дисертаційної роботи.

У першому розділі на основі огляду літературних джерел подано аналіз існуючих методів термодинамічного дослідження циклів ХМ і ТН, методик розрахунку теплообміну у випарнику і конденсаторі термоперетворювачів; розглянуто вплив властивостей робочих речовин на основні характеристики ХМ і ТН, а також деякі техніко-економічні аспекти оцінки їх ефективності.

Виконаний огляд показав, що, незважаючи на тривалу передісторію науково-технічних досліджень і практичний досвід експлуатації, вплив гідродинаміки процесів в основних блоках ХМ і ТН і сполучних елементах трубної обвязки на термодинамічну ефективність циклу вивчено недостатньо. Потребує подальшого розвитку й уточнення комплексна методика розрахункового дослідження ХМ і ТН з урахуванням термогідравлічної незворотності процесів у зазначених обєктах. Не отримали достатнього аналізу результати обчислювального експеримент з метою дослідження взаємоповязаного впливу основних блоків ХМ і ТН з урахуванням термогідравлічної незворотності реалізованих у них процесів. Вкрай обмеженими й уривчастими є відомості, що стосуються ступеня впливу термогідравлічної незворотності процесів у ХМ і ТН на їх ефективність залежно від структурної складності схемних рішень цих обєктів.

У другому розділі розглянуто вплив інтенсивності теплообміну і гідравлічних опорів в основних блоках та елементах трубної обвязки ХМ і ТН на їх ефективність.

Для ХМ і ТН незворотність у будь-якому k-му елементі цих обєктів визначається додаванням термодинамічної роботи DWK і, як відомо, описується теоремою Гюї-Стодоли:

DWK = Тсер ? М , (1) де М - масова витрата; Тсер - температура оточуючого середовища; - приріст ентропії робочого тіла в k-му елементі, зумовлений незворотністю процесу.

Основними джерелами незворотності є, як відомо, гідродинамічний опір, що залежить від вязкісних властивостей робочих тіл, і теплообмін, що визначається дисипацією енергії при скінченній різниці температур між відповідними середовищами.

Ця подвійна природа незворотності, яка виражається величиною генерованого приросту ентропії у рівнянні (1), зумовила введення нами такого терміну, як термогідравлічна незворотність.

Для ілюстрації запропонованого в роботі ентропійного методу врахування неізобарності процесів конденсації і випаровування розглядається одноступеневий цикл ХМ і ТН.

Якщо в першому наближенні при побудові дійсного циклу знехтувати гідравлічними опорами на трактах конденсації і випаровування, а також опорами у вузлах зєднання всіх елементів установки, то, як відомо, в T-S діаграмі цикл матиме вигляд, показаний пунктиром. При цьому заданими є температури конденсації Тк і випаровування Тв, ступінь переохолодження конденсату, ступінь перегріву пари перед компресором і його індикаторний ККД.

З урахуванням втрат тиску в конденсаторі DPK й у випарнику DРВ дійсний цикл зобразиться суцільним контуром (1?-2д?-3-4?-5-6-7?-1?). Тут DТВ і DTK - зміни температури холодоагенту у випарнику і конденсаторі, пропорційні падінню тиску DPK та DРВ. У разі використання в якості холодоагентів зеотропних сумішей з неізотермічним перебігом процесів конденсації і кипіння величини DТВ і DTK сумарно відображають як вплив неізобарності, зумовленої гідравлічними опорами, так і неізотермічність фазових переходів зеотропних речовин.

Для визначення кількості теплоти q?к, яка відведена в неізобарному процесі конденсації (3-4?) нами було прийнято, що ця теплота еквівалентна площі фігури (3-4?-b-е-3). При цьому з простих геометричних міркувань виходить, що q?к = Т3(S3 - S4) T3(S4 - S?4) - 0,5DTK(S3 - S?4) q?к = (Т3 - 0,5DTK) (S3 - S?4). (2)

Використовуючи аналогічний підхід до дійсного процесу випаровування (6-7?), можна знайти кількість теплоти, що сприймається робочим тілом у випарнику: q?в = Т6(S7 - S6) T6(S?7 - S7) - 0,5DТВ(S?7 - S6) q?в = (Т6 - 0,5DТВ) (S?7 - S6). (3)

З рівнянь (2) і (3) видно, що при DPK = 0 та DРВ = 0, і вирази для q?к та q?в набувають відомого вигляду, справедливого для ізобарно-ізотермних процесів.

З урахуванням відомих з термодинаміки загальних виразів для індикаторного холодильного коефіцієнта ei у ХМ та індикаторного коефіцієнта трансформації m i у ТН ці показники набувають вигляду

, (4)

, (5)

При формуванні загальної математичної моделі процесів у ХМ і ТН з використанням співвідношень (2), (3), (4) і (5) виявилося за можливе термодинамічну ефективність циклів і режимно-геометричні характеристики випарника і конденсатора визначити як результат взаємоповязаного впливу неізобарності, зумовленої гідравлічними опорами, та інтенсивності теплообміну при фазових перетвореннях у процесах випаровування і конденсації.

Тому з урахуванням відомих рівнянь теплообміну під час внутрішньотрубних процесів кипіння і конденсації, а також рівнянь для визначення гідравлічних опорів під час течії двофазових середовищ, спочатку розвязується задача першого наближення, коли вплив гідравлічних опорів не враховується. При цьому для визначення геометрії трубних елементів випарника використовуються (крім інших рівнянь, необхідних для такого розрахунку) відповідні співвідношення для коефіцієнтів тепловіддачі a, вигляд яких залежить від режиму і структури двофазової течії, що істотно змінюються вздовж трубних елементів. У загальному випадку, як відомо, можливі пять режимів, характер яких визначається обємним паровмістом j і критерієм Фруда Fr. Для забезпечення вищої точності розрахунків (порівняно з використанням середніх за довжиною значень a) у роботі вдались до позонового методу обчислення поверхні випаровування з попереднім визначенням розподілу величин j і Fr за окремими ділянками довжини трубних елементів і з реалізацією ітераційного процесу на кожному з них. Це дало можливість застосувати на кожному кроці карту режимів течії, запропоновану А.А. Малишевим, і рівняння для обчислення обємного паровмісту j у функції критерію Fr, Галілея і поточного ступеня сухості пари, наведеного в роботі Г.Н. Данілової, а також подане там же критеріальне рівняння теплообміну, що відповідає конкретному режиму течії холодоагенту.

Аналогічно в тому ж першому наближенні без урахування гідравлічних опорів проводиться позоновий розрахунок конденсаторів з урахуванням зміни масових витратних паровмістів. Для цього використовувалися критеріальні рівняння Е.П. Ананьєва, Д.Н. Кружиліна і Л.О. Бойка, що дозволяють обчислювати локальні значення коефіцієнта теплообміну.

Визначення режимних і геометричних характеристик у першому наближенні дозволило перейти до розрахунку ХМ і ТН з урахуванням гідравлічних опорів конденсатора, випарника і трубної обвязки. Загальні втрати тиску під час протікання двофазного середовища знаходили як суму втрат на тертя, місцевих опорів, втрат, зумовлених прискоренням потоку, і втрат, повязаних з впливом статичного напору. Визначення цих складових з урахуванням зміни локальних значень паровмісту уздовж трубних елементів при покроковому їх розрахунку виконували з використанням формул, запропонованих у роботі І. Халви та Г.А. Данілової.

Обчислення гідравлічних опорів дозволяє в другому наближенні знайти значення величин DTK і DТВ, які фігурують у рівняннях (2) і (3), що, в свою чергу, дозволяє уточнити значення теплових навантажень на конденсатор і випарник, а, відповідно, і геометрію їх трубних елементів.

У міру просування розрахунку до подальших наближень уточнювався і розрахунок компресора з урахуванням зміни його індикаторного ККД hi, зумовленого змінами опорів трубної обвязки на лінії всмоктування і нагнітання. Значення hi приймалися за результами узагальнення експериментальних даних, виконаного О.Ш. Везірішвілі. З метою комплексного відображення впливу термогідравлічної незворотності процесів у ХМ і ТН до загальної математичної моделі цих обєктів включили рівняння, що сумарно враховує всі складові втрат тиску в будь-якому i-му елементі трубної обвязки. У ряді випадків частина сполучної лінії «випарник - компресор» проходить усередині холодильної камери, завдяки чому можливий так званий корисний перегрів холодоагенту. У звязку з цим до загальної системи рівнянь введено співвідношення, що враховує теплообмін холодоагенту із зовнішнім середовищем.

При числовій реалізації математичної моделі термодинамічні властивості холодоагентів визначалися за допомогою програми Refprop (для холодоагентів R12, R410A, R410B, R406A і R409A), таблиць фірми «Астор», а також бази даних «Cool-pack» Technical University of Denmark Department of Energy Engineering.

У роботі також подано результати проведення обчислювальних процедур та числового експерименту. Для холодоагентів R22, R717 і R134а наведено графічні залежності e для ХМ та m для ТН у функції гідравлічних опорів випарника DРВ і конденсатора DPK, а також залежно від діаметрів d і довжин L елементів трубної обвязки.

У цьому ж розділі розглянуто взаємоповязаний вплив шести основних незалежних чинників на економічність ХМ і ТН з урахуванням термогідравлічної незворотності процесів. До числа цих чинників віднесено холодопродуктивність Q, температури конденсації тк і випаровування тв, опір конденсатора DPK, випарника DPВ і лінії всмоктування DPGH. На основі методу планування експерименту Бокса і Бенкена матриця обчислювального експерименту включала 49 окремих «дослідів». Одержана залежність має вигляд

, (6) де В00 - вільний член; В0i и Ві - коефіцієнти при линейних та квадратичних членах; Bij - коефіцієнт при перехресних добутках; Xi - незалежні фактори в нормованому вигляді. Числові значення коефіцієнтів наводяться в дисертації.

На основі аналізу числових значень коефіцієнтів (6) у роботі зроблено відповідні висновки про ранжирування ступеня взаємоповязаного впливу чинників.

У третьому розділі проаналізовано енергетичну ефективність структурного ускладнення схем ХМ і ТН та визначено, наскільки ці схеми у міру збільшення їх складності виявляються чутливими до впливу термогідравлічної незворотності процесів. Для цього було використано запропонований Е. І. Таубманом критерій складності S, що враховує сумарне число взаємодій схеми р з оточуючим середовищем і сумарне число технологічних звязків m між елементами системи. Стосовно ХМ і ТН

, (7) у якому коефіцієнт складності S? всіх елементів вважався рівним одиниці.

Для аналізу звязку холодильного коефіцієнта e з критерієм S було запропоновано ентропійну методику врахування неізобарності процесів конденсації і випаровування. На рис. 6 показано результати розрахунків, виконаних для холодоагентів R134a, R22 і R152a.

Як результат аналізу комплексного впливу температурних меж циклу DT = Тк - Тв та критерію S на рис. 7 наведено залежність e?(DT) для різних схем, де e?/e - відношення холодильних коефіцієнтів дійсного і теоретичного циклів.

За результатами числового експерименту в роботі одержано регресійну залежність для e?/e у функції сумарного гідравлічного опору в циклі SDPI та критерію S: . (8)

Числові значення кореляційних коефіцієнтів а0, а1 та а2 отримано для трьох холодоагентів R134a, R22 та R152a.

У цьому ж розділі розглянуто виробництво холоду і теплоти в схемах взаємодії ХМ і ТН, а також подано методику визначення зони робочих температур конденсації тк і температур низькопотенційних джерел тн, при яких доцільно використовувати ТН як альтернативу традиційним способам теплопостачання. На рис. 8 показано результати такого аналізу.

Оскільки виробництво ТН дотепер здійснюється на елементній базі ХМ в умовах експлуатації, що істотно відрізняються, було запропоновано методику, що дозволяє забезпечити узгодження технічних характеристик елементів ХМ для роботи в режимі ТН стосовно конкретних значень температури низькопотенційного джерела теплоти, температури конденсації і теплопродуктивності.

Четвертий розділ роботи присвячено експериментальній перевірці адекватності методики розрахунку ХМ з урахуванням термогідравлічної незворотності процесів. Обєктом експерименту було вибрано фрагмент холодильної станції, що включав компресор 21Ф28-7-3, конденсатор К4803Т, прилади охолодження ТМХ-160, ресивери, насоси, мастилоохолоджувач і систему трубної обвязки з арматурою. Номінальна холодопродуктивність становила Q = 150 КВТ, температури випаровування могли варіюватися від -10 до -40°С. Описано методику вимірювання потужності привода компресора, значення Q, параметрів циклу і вимірювання гідравлічних опорів. Наводиться оцінка похибки як окремих значень, так і підсумкового значення холодильного коефіцієнта e та гідравлічних опорів. У табл. 1 подано зіставлення розрахункових та експериментальних результатів, що свідчить про задовільне їх узгодження.

Таблиця 1

Величина Розрахунок Експеримент Похибка, %

Втрати тиску DP, КПА 12,97 13,7 5,3

Холодопродуктивність Q, КВТ 150,4 154,0 2,34

Холодильний коефіцієнт e 1,52 1,55 2,22

Розроблена в дисертаційному дослідженні методика визначення залежності ефективності ХМ від ступеня термогідравлічної незворотності процесів дозволила на комбінаті «Колос» Держкомрезерву України провести модернізацію елементів трубної обвязки на лінії всмоктування. Зіставлення показників роботи ХМ до модернізації (див. табл. 1) з даними, одержаними для модернізованої лінії (табл. 2), показало, що холодильний коефіцієнт збільшився на 14,2%, а холодопродуктивність зросла на 11,1%.

Таблиця 2

Величина Розрахунок Експеримент Похибка, %

Втрати тиску DP, КПА 9,83 10,4 5,5

Холодопродуктивність Q, КВТ 175,41 171,11 2,51

Холодильний коефіцієнт e 1,731 1,77 2,20

Висновки

1. Вперше в межах комплексного математичного моделювання поставлено і розвязано задачу, в якій визначено залежність ефективності ХМ і ТН від ступеня термогідравлічної незворотності процесів у випарнику, конденсаторі та елементах трубної обвязки термоперетворювачів з використанням нового запропонованого автором ентропійного методу визначення питомої теплопродуктивності ТН і холодопродуктивності ХМ при неізобарному фазовому перетворенні в конденсаторі та випарнику.

2. Встановлено, що в циклах теплових насосів при фіксованому значенні гідравлічного опору DPK у конденсаторі збільшення втрат тиску DРВ у випарнику приводить до зменшення коефіцієнта трансформації m. При фіксованому DРВ збільшення DPK приводить до підвищення m. При постійному значенні DPK збільшення DРВ зумовлює істотне зменшення холодильного коефіцієнта e. Наприклад, підвищенню DРВ від 0 до 50 КПА відповідає зменшення e в середньому (для різних холодоагентів) від 15 до 20%.

3. Визначено ступінь чутливості ефективності циклів ХМ і ТН до зміни гідравлічних опорів при використанні різних холодоагентів. Показано, що чим більша молекулярна маса і чим менша питома теплота пароутворення холодоагенту, тим істотнішим виявляється вплив втрат тиску.

4. За результами комплексного дослідження взаємоповязаного впливу термогідравлічної незворотності у випарнику, конденсаторі та елементах трубної обвязки одержано узагальнене кореляційне співвідношення, що відображає ранжируваний взаємоповязаний ступінь впливу основних незалежних чинників, що визначають рівень термодинамічної ефективності холодильної машини і теплового насоса.

5. Вперше в дослідженні холодильних машин запропоновано методику аналізу й показано вплив на енергетичну ефективність циклу параметра складності схемної структури циклу при варійованих його температурних межах для різних холодоагентів. Зясовано, що вплив параметра складності S на значення відношення більш істотний, ніж вплив температурних меж циклу. Одержані в роботі регресійні залежності для різних робочих речовин дають можливість прогнозувати вплив втрат тиску в циклі на ефективність холодильних машин з урахуванням складності їх технологічної схеми.

6. Запропонована система тепло- і холодопостачання за схемою переведення роботи ХМ у режим ТН є ефективним способом енергозбереження й охорони навколишнього середовища. Обєднання в єдиний комплекс ХМ і ТН дозволяє створити безвідходні технології в системах споживання теплової енергії на різних температурних рівнях. Проте висновок про доцільність заміни традиційних способів отримання теплоти шляхом упровадження теплонасосних технологій кожного разу потребує обґрунтування.

7. На підставі проведеного аналізу головних аспектів комплексного підходу до розширення застосування аміаку в холодильній промисловості запропоновано ряд схемних рішень для підвищення ефективності холодильних установок.

8. Запропоновано інженерну методику розрахунку, яка дозволяє на стадії проектування теплонасосних установок, створюваних на основі холодильних машин, що серійно випускаються, погоджувати роботу термотрансформаторів для функціонування як у режимі холодильних машин (наприклад, літній період роботи у складі системи кондиціонування повітря), так і в опалювальний період при реверсуванні струму холодоагенту.

9. Випробування натурного промислового фрагменту холодильної станції дозволили встановити, що непогодження теоретичних та експериментальних значень гідравлічних опорів, холодопродуктивності і холодильного коефіцієнта не виходять за межі, регламентовані відповідними стандартами на проведення випробувань холодильної техніки.

10. На підставі задовільного збігу теоретичних та експериментальних результатів розрахункову модель процесів у ХМ, запропоновану в даній роботі, можна вважати адекватною і з достатнім ступенем точності застосованою для виконання інженерних розрахунків при розвязанні як прямих, так і зворотних задач, що виникають при проектуванні холодильної техніки.

11. Реконструкція схеми трубної обвязки промислової ХМ, що була виконана з використанням розрахункової методики, сформульованої у даній роботі, і подальша експериментальна перевірка показали, що за рахунок поліпшення термогідравлічної якості схеми вдалося збільшити холодильний коефіцієнт на 14,2% і підвищити холодопродуктивність на 11,1%.

Список опублікованих робіт з теми дисертації

1. Братута Э.Г., Шерстюк В.Г. Основные аспекты комплексного подхода к расширению применения аммиака в холодильной промышленности // Інтегровані технології та енергозбереження. - 2004. - №4. - С. 67-70.

2. Братута Э.Г., Чиркин Н.Б., Шерстюк В.Г. Уточненная методика расчета режимов работы теплонасосных установок на базе технических характеристик основного оборудования // Вісник Національного технічного університету «ХПІ». - Харків: НТУ «ХПІ», 2005. - №29. - С. 9-14.

3. Братута Э.Г., Харлампиди Д.Х., Шерстюк В.Г. Влияние неизобарности процессов конденсации и испарения на энергетические показатели холодильных машин и тепловых насосов // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - 2006. ? №3/3 (21). - С. 91-93.

4. Шерстюк В.Г. Производство холода и теплоты в системах энергетического взаимодействия холодильных и теплонасосных установок // Коммунальное хозяйство городов. - К., 2006. - Вып. 7. - С. 211-218.

5. Братута Э.Г., Шерстюк В.Г. Влияние температуры охлаждающей воды на теплоэнергетические характеристики при компремировании газов в холодильной технике // Інтегровані технології та енергозбереження. - 2006. ? №2. - С 84-88.

6. Братута Э.Г., Шерстюк В.Г., Харлампиди Д.Х. Анализ влияния сопротивления соединительных трубопроводов холодильной машины на ее эффективность // Інтегровані технології та енергозбереження. - 2007. ? №1. - С. 16-24.

7. Шерстюк В.Г., Кузнецов М.А. Энергоаудит современного предприятия пищевой промышленности // Энергосбережение, энергетика, энергоаудит. - 2007. ? №1. - С. 27-35.

8. Братута Э.Г., Харлампиди Д.Х., Шерстюк В.Г. Влияние гидравлических сопротивлений на энергетическую эффективность цикла холодильной машины в зависимости от сложности ее технологической схемы // Труды Одесского политехнического университета. - 2007. - Вып. 1 (27). - С. 98-104.

9. Tovazhnyansky L., Sherstyuk V., Kapustenko P., Khavin G., Perevertaylenko O., Boldyryev S., Garev F. Plate Heat Exchangers for Environmentally Friendly Heat Pumos // Chemical Engineering Transaction. - 2007. - Vol. 12. - Р. 213-217.

10. Братута Э.Г., Чиркин Н.Б., Шерстюк В.Г. Комбинированное производство холода и теплоты на крупных холодильных станциях // Тезисы IV Междунар. конф. «Проблемы промышленной теплотехники». - К., 2005. - С. 84-86.

11. Братута Э.Г., Шерстюк В.Г. Влияние температуры охлаждающей воды на эффективность холодильной установки // Междунар. научн.-практич. конф. «Интегрированные технологии и энергосбережение ИТЭ-2006» (Алушта, 2006). - Харьков: НТУ «ХПИ», 2006.

12. Братута Э.Г., Шерстюк В.Г., Харлампиди Д.Х. Влияние гидродинамики внугритрубных процессов на эффективность тепловых насосов и холодильных машин. - Труды V Междунар. конф. «Проблемы промышленной теплотехники». - К., 2007. - С. 238-240.

Размещено на .ru