Определение эффективности работы сплит-системы кондиционирования с парокомпрессионной холодильной машиной

Степень совершенства использования энергии в установках кондиционирования воздуха в настоящее время чаще всего оценивают с помощью холодильного коэффициента, равно- го отношению холодопроизводительности к полной потребляемой мощности при расчетных условиях работы:

г = ^ р

Холодильный коэффициент привязан к определенным условиям, т.е. это моментальный показатель. Обычно он приводится для номинального режима (полная тепловая нагрузка при стандартных условиях). Довольно часто производитель приводит показания £ только с учетом потребляемой мощности компрессором, без учета вентиляторов и других частей кондиционера, что приводит к завышению его показателей и необъективности сравнения. Соглас- но директивам комиссии Евросоюза по энергетике и транспорту, системы кондиционирования делятся по классам энергоэффективности (табл. 1).

Таблица 1

Распределение кондиционеров по классам в зависимости от холодильного коэффициента

Класс энергоэффективности	A	B	C	D	E	F	G
Холодильный коэффициент	>3,2	3,0-3,2	2,8-3,0	2,6-2,8	2,4-2,6	2,2-2,4	<2,2

Кроме холодильного коэффициента применяются и другие показатели оценки энергоэффективности систем кондиционирования:

ESEER (European Season Energy Efficiency Ratio)  европейский сезонный показатель энергетической эффективности;

IPLV (Integrated Part Load Values)  интегральный показатель при частичной нагруз- ке;

SEER (Seasonal Energy Efficiency Ratio)   сезонный показатель энергетической эф- фективности.

По расчетам, приведенным в работе Ю. Хомутовского [4], максимальное значение холодильного коэффициента при стандартных условиях по стандарту EUROVENT составляет 37,5.

Однако максимальный холодильный коэффициент как средство оценки термодинамической эффективности является недостаточно конкретизированным параметром, так как зависит только от температур внутреннего и наружного воздуха. Поэтому на данный момент существует потребность в создании метода для сравнения различных установок кондиционирования, сравнения различных хладагентов, сравнения влияния окружающей среды на эффективность работы систем кондиционирования.

В данной работе предлагается использовать для сравнения эффективности работы различных установок относительный эксергетический коэффициент полезного действия, как отношение эксергетического КПД к КПД идеализированного аналога [1]. Существующие методы позволяют рассчитывать эксергетический КПД установок охлаждения как степень совершенства использования энергии в них [2]. Нам представляется более объективным сравнение не абсолютных эксергетических КПД, а относительных по отношению к идеали- зированному аналогу, совершенному для данных условий установки.

В обратимом идеальном процессе эксергетическоий КПД принимает значение, равное единице. Отклонения от этого значения служат мерой потерь эксергии. Холодильный коэффициент £ = % = ПР • ^ также достигает наибольшего значения при Лe= 1, т.е. для р е (тн – ^в)

обратимой холодильной установки

°бр.         – Тв)

Таким образом, мерой качества холодильной установки является не величина ε, а отношение, являющееся эксергетическим КПД.

£

— = Не-

Дроссель

₃ Ко нденса тор

Компрессор

Испаритель

Рис. 1. Принципиальная схема парокомпрессионной холодильной установки

Рассмотрим процесс охлаждения воздуха в идеальной парокомпрессионной машине (рис. 1).

Компрессор всасывает пары хладагента (т. 1) и адиабатно сжимает газообразный хладагент до давления конденсации (т. 2). Перегретый пар охлаждается в конденсаторе, отдает тепло окружающей среде и полностью конденсируется (т. 3). Кипящая жидкость дросселируется под давлением испарения (т. 4). В испарителе смесь жидкости и пара отводит холодильную нагрузку от холодильной камеры и переходит в сухой насыщенный пар.

Поскольку состав вещества в течение цикла не меняется, можно использовать следующую формулу для определения приращения термической эксергии [3]:

Aet = i — ib – T0(s — sb) — i — TOs + (—ib + TOsb) — i — TOs + d,

где i, s удельные энтальпия и энтропия рабочего тела; i b s b удельная энтропия и энтальпия рабочего тела в условном состоянии отсчета; d – условная постоянная, выбранная так, чтобы в той точке цикла, в которой функция i-T 0 s имеет минимальное значение, получить величину Δe i , равную нулю. Функция i-T 0 s имеет минимальное значение в той точке цикла, в которой давление рабочего тела самое низкое, а его температура максимально приближена к температуре окружающей среды.

Таким образом, принимаем значения t b , i b , s b как температуру, энтальпию и энтропию хладагента при нижнем давлении и температуре окружающей среды.

Для проведения расчетов задаемся параметрами окружающей среды и микроклимата. Принимаем для расчетов температуру наружного воздуха t н = 25,6 ºС (температура воздуха в теплый период, обеспеченностью 0,98), а температуру внутреннего воздуха t в = 18 ºС.

Для потока массы m циркулирующего холодильного агента холодопроизводительность определяется выражением, кВт:

Qo = m-q0 = m • (k– i4).

Задаемся значением холодопроизводительности установки исходя из принятых тепло-поступлений помещения. Вычисляем массу циркулирующего хладагента, кг/с:

m

Тепловая нагрузка конденсатора, кВт:

Qo

(ii ^{–     .}

QK = m-q0 = m • (.

Расход воздуха через конденсатор, кг/ч:

^G« = 7Г , ^K      At-C_B

где Δt разница температур воздуха до и после теплообменника (принимаем равной 10°С и для испарителя и для конденсатора); c в – теплоемкость воздуха.

Расход воздуха через испаритель, кг/ч:

c — ^° ^и “ At * C_B

Эксергия, которой обладает наружный воздух по отношению к более холодному внутреннему, кДж/кг:

^qO —

.

Анергия, поступающая в помещение и отводимая от него, кДж/кг:

h —     . £o

^ЬЧ° - IrJ m .

К компрессору подводится эксергия в виде технической работы, кДж/кг:

w_t = i₂ –

В окружающую среду отводится анергия в виде тепла, кДж/кг:

Iql = bq0 - eq0 + wt = q0 + wt.

Общая потеря эксергии, кДж/кг:

de | q | bqy.

Источником эксергии для компрессора холодильной установки, как правило, является электрическая энергия N. Поскольку электрическая и механическая энергии обратимы друг в друга, находим затраты эксергии на привод холодильной установки, кВт:

EN = N = G(i2–V.

Эксергетический КПД парокомпрессионной холодильной установки:

^e

Холодильный коэффициент:

_ ^eqO

Wt

.

£

Ле ' ^в

Th ^– Tb

.

Сравним показатели парокомпрессионной холодильной установки, работающей на хладагенте R22 в г. Иркутске при различных температурах кипения и испарения хладагента. Зададимся тремя различными состояниями:

• 1)    температура конденсации хладагента 40 ºС, температура испарения 5 ºС;

• 2)    температура конденсации хладагента равна наружной температуре 25,6 ºС (температура наружного воздуха в теплый период года, обеспеченностью 0,99), температура испарения 0 ºС;

• 3)    температура конденсации хладагента равна наружной температуре 25,6 ºС, температура испарения равна внутренней температуре 18 ºС.

Для всех трех случаев построим циклы на p-i диаграмме.

Enthalpy [kJ/kg]

Рис. 2. Идеальный цикл хладагента R22 парокомпрессионной холодильной установки на p-i диаграмме, температура конденсации хладагента 40 ºС, температура испарения 5 ºС

Enthalpy [Id/kg]

Рис. 3. Идеальный цикл хладагента R22 парокомпрессионной холодильной установки на p-i диаграмме, температура конденсации хладагента 25,6 ºС, температура испарения 0 ºС

Рисунок 4. Идеальный цикл хладагента R22 пар окомпрессионной холодильной установки на p-i диаграмме, температура конденсации хладагента 25,6 ºС, температура испарения 18 ºС

Данные, полученные расчетом установок эксергетическим методом, сводим в таблицу.

Таблица 2

Параметры хладагента R22 в идеальном цикле парокомпрессионной холодильной установки, работающей при различных температурах испарения и конденсации

Показатель	Значения параметров хладагента для различных состояний
tк, °С	5	0	18
tи, °С	40	25,6	25,6
t н, °С	25,6	25,6	25,6
t в, °С	18	18	18
ne	0,1712	0,278	0,926
ε	6,5600	10,678	35,488

Для каждого случая составим диаграммы потоков эксергии.

Поскольку для передачи тепла требуется конечная разность температур, в реальных установках температура конденсации всегда должна быть больше температуры окружающей среды, а температура испарения должна быть ниже температуры окружающей среды. Для идеализированного цикла наименьшие потери эксергии, наибольшие значения эксергетиче-ского КПД получаются при предельных параметрах: при температуре кипения, равной наружной температуре, и температуре испарения, равной внутренней температуре помещения.

Таким образом, в качестве идеализированного аналога для сравнения эффективности работы парокомпрессионных холодильных установок кондиционирования воздуха предлагается установка со следующими параметрами: t к =t н , t и =t в , отсутствует защитный перегрев хладагента в испарителе, отсутствуют гидравлические потери давления в трубопроводах, не учтена электрическая энергия (эксергия), которая расходуется на работу вентиляторов обдува конденсатора и испарителя, а также работу системы автоматики.

bq0 = 161,55 кДж/кг

e3 = 15,073 кДж/кг

62,80%

de3= 8,927 кДж/кг

^37,20% Кон денсатор ]

e2 = 24 кДж/кг 100%

I Дроссель I

Компрессор

de4= 12,342 кДж/кг

14,23%

deq0= 19,890 кДж/кг

31,45% e4 = 11,658 кДж/кг

48,58% wt = 24 кДж/кг

Испаритель

Помещение

bq0

161,55 кДж/к

eq0= (Tо.с-Tо/Tо)хbq0 = = 4,110 кДж/кг

17,12%

б

Рис. 5. Диаграмма Грассмана для идеализированной парокомпрессионной холодильной установки, работающей на фреоне R22: а температура конденсации хладагента 40 ºС, температура испарения 5 ºС; б температура конденсации хладагента 25,6 ºС, температура испарения 0 ºС;

в температура конденсации хладагента 25,6 ºС, температура испарения 18 ºС

e3 =5,005 кДж/кг

98,52%

de3=0,075 кДж/кг

1,48%

I Дроссель I

de4= 0,350 кДж/кг

5,41%

а

bq0 = 180,902 кДж/кг

Конденсатор1

e2 = 5,08 кДж/кг 100%

Компрессор

e4 = 4,730 кДж/кг

93,11% wt = 5,08 кДж/кг 100% deq0= 0,374 кДж/кг 0,48%

Испаритель 1

I Помещение

184,99 кДж bq0

/кг

в

Разработанный метод позволяет создавать идеализированный аналог парокомпрессионной установки кондиционирования для конкретных условий работы (параметры наружного и внутреннего воздуха, тип хладагента) и производить сравнительную оценку эффективности использования в них эксергии. Применяя его, мы имеем возможность сравнивать уста-

новки кондиционирования с совершенно различными параметрами: сравнивать установки, работающие на различных хладагентах при одинаковых параметрах, сравнивать показатели одного и того же хладагента при различных условиях работы, как то: различные параметры наружного воздуха или внутреннего воздуха в помещении, различные значения температур кипения и испарения. Данный метод исследования позволяет получить наиболее полную картину эксергетического баланса холодильных парокомпрессионных установок, применяемых в технике кондиционирования воздуха.