Особенности расчета и прогнозирования работы теплонасосных установок на хладагентах четвертого поколения

Цитирование: Карнаух, В. В. Особенности расчета и прогнозирования работы теплонасосных установок на хладагентах четвертого поколения / В. В. Карнаух // Журн. Сиб. федер. ун-та. Техника и технологии, 2022, 15(2). С. 202–215. DOI: 10.17516/1999-494X-0383

Наиболее широко реализуемыми технологиями являются теплонасосные установки и системы ОЦР. Это подтверждает и тот факт, что в 2019 году мировой рынок тепловых насосов оценивался примерно в 47 млрд долларов. Прогнозируется, что рынок тепловых насосов достигнет ~12 % среднегодового темпа роста до 2029 года [4]. Очевидно, что введение экологически чистых альтернатив традиционным отопительным приборам для ограничения выбросов CO2 продолжает способствовать расширению внедрения тепловых насосов.

Забота об окружающей среде всегда была движущей силой и в развитии экологически безопасных хладагентов и технологий, которые их используют. Активные исследования в области оптимизации системного проектирования, повышения энергоэффективности, поиск новых хладагентов и эффективное использование старых систем важны как для теплонасосных систем, так и для холодильных.

В соответствии с поправками к Монреальскому протоколу 1987 года в индустрии хо-лодоснабжения происходят серьезные изменения, а именно с 01.01.2020 в развитых странах полностью прекращено производство озоноразрушающих веществ (ОРВ), таких как R21, R124, R142b, R22, R123 и R141b [5]; параллельно ежегодно разрабатываются и тестируются новые рабочие вещества (хладагенты четвертого поколения), под новом углом рассматривается применение природных рабочих веществ.

Производство, внедрение и утилизация единицы холодильного оборудования, включая теплонасосные установки, теперь рассматривается минимум под тремя «углами зрения»: энергетическим (термодинамическая и эксергетическая эффективность), экологическим и экономическим.

Несмотря на то, что есть ряд зарубежных публикаций, в которых используется для расчетов тот или иной показатель, обобщение имеющейся информации и оценка весомости каждого показателя применительно к парокомпрессионным установкам, работающим на холодильных веществах четвертого поколения, представляется актуальной задачей.

Целью нашей работы было обобщение информации о современных базовых метрических показателях для расчета и прогнозирования работы парокомпрессионных теплонасосных установок, работающих на хладагентах четвертого поколения.

Материалы и методы исследования

В качестве модели принят парокомпрессионный тепловой насос типа «вода-вода», состоящий из четырех основных элементов (рис. 1). Для предотвращения гидравлического удара и «горячего» дросселирования в цикле предусмотрена внутренняя регенерация теплоты в регенеративном теплообменнике (2). Как отмечено в [6], внутрицикловая регенерация также способствует возрастанию коэффициента теплотрансформации μ_тни эксергетического КПДП e -

Исследуемые рабочие тела – хладагенты четвертого поколения по классификации ASHRAE: R1234ze, R1336mzz (E), R600a, R744 (табл. 1).

Средняя температура источника низкопотенциальной теплоты - оборотной воды предприятий пищевой промышленности – принята равной 30 °C, поэтому температура испарения составляет 20 °C, если принять среднюю разницу температур в испарителе 10 °C. Эффективность внутреннего теплообменника для анализа принята равной 60 %. Температура конденса- – 204 –

Рис. 1. Схема парокомпрессионного теплового насоса: 1 – испаритель; 2 – регенеративный теплообменник, 3 – компрессор, 4 – электромотор; 5 – конденсатор; 6 – ресивер; 7 – дросселирующее устройство

Fig. 1. Layout of a vapor compression heat pump: 1 – evaporator; 2 – inner heat exchanger, 3 – compressor, 4 – electric motor; 5 – condenser; 6 – receiver; 7 – throttling device

Таблица 1. Основные термодинамические свойства хладагентов, применяемых для рассматриваемой

ПКТУ [5, 8]

Table 1. Basic thermodynamic properties of refrigerants used for VCHP [5, 8]

Хладагент / параметр R600a R744 R1234ze 1336mzz-E HC Carbon Dioxide HFO HFO Природный хладагент Природный хладагент Гидрофторолефин/ х. а. 4-го поколения Ненасыщенные органические соединения/ х. а. 4-го поколения Химическая формула С4Н10 CO2 CF3-CH=CHF CF3CH=CHCF3 Молекулярная масса, кг/кмоль 58,1 44,1 114,04 164,06 Температура кипения при р=1 атм, К 261,2 -78,4 254,17 300,4 Критическая температура, K 407,98 304,12 382,52 410.7 Критическое давление (абсолютное, ркр, бар) 36,846 72,75 36,4 31,5 Критическая плотность, кг/м3 225,5 467,6 470,0 500,0 Потенциал разрушения озонового слоя, ODP 0 0 0 0 Потенциал глобального потепления, GWP 3 1 7 18 Класс безопасности А3 A1 A2L A1 ции составила 60 oC; разность температур на выходе из конденсатора 5 °C. Тепловая нагрузка на конденсатор QКД = 450 кВт.

В большинстве работ анализ теплонасосных систем основан на первом законе термодинамики, т. е. на тепловом балансе термодинамической системы без учета потерь и необратимости процессов:

4и+4ж=4кд=4тн , (1)

где q И – удельная теплота, отводимая в испарителе от низкопотенциального источника, кДж/кг; l _сж - удельная работа сжатия компрессора, кДж/кг; q Кд = q _ТН - удельная теплота, отводимая в конденсаторе к высокопотенцильному источнику (теплопроизводительность), кДж/кг.

Общепринятым показателем энергетической эффективности применения парокомпрессионных тепловых насосов является критерий термодинамического совершенства системы – коэффициент теплотрансформации или коэффициент производительности ( COP, μ_тн), равный отношению полной теплопроизводительности к полному энергопотреблению:

9кд 9тн

Нтн ,        , • сж сж

По рекомендациям Международного Института Холода в качестве эталона всех установок, работающих по обратному циклу, принят обратный обратимый цикл Карно, для которого коэффициент теплотрансформации имеет максимальное значение в заданном диапазоне температур:

СОР =--

^L КАРНО                   ,                                                       ⁽³⁾

^впи — -'пни где Твпи и ТНПИ - значения температуры высокопотенциального и низкопотенциального источников соответственно, К.

Термодинамический анализ цикла теплового насоса проводится при сравнении действительного цикла с теоретическим для определения необратимостей и поиска путей их минимизации.

В парокомпрессионном тепловом насосе имеют место следующие необратимости:

• –    необратимость в процессе сжатия в компрессоре;

• –    необратимость в процессе дросселирования;

• -    необратимости в процессах теплообмена между рабочим веществом и внешними источниками теплоты при подводе и отводе теплоты в цикле.

Степень термодинамического совершенства определяется как для теоретического (4), так и для действительного (5) цикла:

теоретическая степень термодинамического совершенства

Y теор

СО^ор сор ’ кдрни действительная степень термодинамического совершенства

Хдейст

СОР v дейст

СОР^

Термодинамический анализ, базируемый на понятии энтропии, ее количественном изменении и необратимости процессов, не раскрывает качественную составляющую энергии.

Второй закон термодинамики вводит понятие эксергии как мощного инструмента для анализа как количества, так и качества используемой энергии. Баланс эксергии подобен балансу энергии, но имеет фундаментальное отличие в том, что энергетический баланс является утверждением закона сохранения энергии, а эксергетический баланс, применяемый к процессам, показывает, какая часть входящей в систему эксергии была потреблена (безвозвратно потеряна) системой, т. е. эксергия может рассматриваться как утверждение закона деградации энергии.

Эксергетический метод, составленный на основе первого и второго законов термодинамики, позволяет выполнить как относительную (эксергетический КПД), так и абсолютную оценку степени термодинамического совершенства системы. При анализе учитывают затраченную эксергию и получаемый при этом эксергетический КПД. Задача состоит в том, чтобы подведенная в анализируемую систему эксергия была минимальной и реализовывалась с максимально возможным эксергетическим КПД.

Поскольку в теплонасосных установках приходится иметь дело с непрерывным потоком рабочего тела (хладагентов), для удобства анализа этих установок представляется целесообразным оперировать понятием эксергии системы для случая, когда процессы в этой системе совершаются в потоке.

Эксергия теплового потока является работой, получаемой в цикле Карно, если приемник теплоты - окружающая среда. Определение эффективности тепловых циклов на основе эксергии, а не работы позволяет сравнивать установки, работающие в разных условиях окружающей среды.

Значение удельных эксергий хладагента в характерных точках процесса е, = (h-hj-T0(si-s0),                                          (6)

где h о, 5 о — энтальпия и энтропия хладагента при параметрах окружающей среды Т ₀=303К, р ₀ = 0,1МПа.

При анализе термодинамических циклов в качестве Т о была принята температура источника низкопотенциальной теплоты как среда, обладающая неограниченной теплоемкостью [6].

Уравнение эксергетического баланса через удельные величины для ПКТН

Hd = евх-(1>внх+М, где Δе – приращение эксергии системы между начальной и конечной точками процесса, кДж/кг; Еeвх и Еeвых - суммы входящих и выходящих потоков эксергии соответственно, кДж/кг; Еd -сумма потерь эксергии, кДж/кг.

Эксергетический КПД n e характеризует степень необратимости реальных процессов и циклов, протекающих в различном теплотехническом оборудовании.

_ Xе_вых _ Ее_вх - УДУД

, х-1                 х-1                      х-1

ввх           ^вх              ^вх

Для обратимых процессов потери эксергии Σ d =0 и эксергетический КПД η e = 1, для необратимых Σ d > 0 и η _e < 1. Таким образом, потери эксергии характеризуют необратимость происходящих в системе процессов.

К показателям, характеризующим работу ПКТУ, также относятся:

Экологический коэффициент преобразования (теплотрансформации) [8]

ЕСОР = ^ .

Индекс эксергетической устойчивости

ИЭУ = —-1.

Пе

Результаты и обсуждения

Для оценки работы ПКТУ типа «вода-вода», работающей на современных хладагентах, использовано программное обеспечение: REFPROF ver.9.0, MS Excel, CoolPack 1.49. Для каждого хладагента были построены действительные циклы в log p - h -координатах и выполнены полные термодинамический и эксергетический расчеты. Основные термодинамические показатели, характеризующие работу ПКТУ типа «вода-вода», приведены в табл. 2.

Для хладагентов R1234ze и R600a значения μ_тн имеют незначительную разницу на 2,7 %, а значения η e для R600a в два раза превышает η e как для R1234ze, так и для R1336mzz (E). Поэтому для заданных исходных данных для ПКТУ в качестве рабочего тела целесообразно рассматривать R600a.

Термодинамический анализ цикла является той базой, на которой можно решать более сложные задачи, например проводить термодинамическую и термоэкономическую оптимизацию, синтезировать новые схемные решения.

Таблица 2. Термодинамические характеристики действительного цикла ПКТУ типа «вода-вода»

Table 2. Thermodynamic characteristics of the real cycle of «water-to-water» VCHP

Хладагент/ показатель	R1234ze	R1336mzz (E)	R600a	R744
μ тн	6,86	5,33	7,05	4,0
COP КАРНО	8,33	8,33	8,33	7,53 ( COP ЛОРЕНЦА )
γ теор	0,82	0,64	0,85	0,54
γ дейст	0,57	0,44	0,58	0,41
η e	0,34	0,31	0,62	0,59
ЕСОР	2,32	1,53	6,39	1,42
ИЭУ	2,03	2,23	0,6	0,7

Рис. 2. Современные экологические показатели, характеризующие влияние на окружающую среду систем кондиционирования и теплонасосных установок

Fig. 2. Modern environmental metrics characterizing the impact on the environment of air conditioning systems and heat pump systems

В процессе выбора хладагента в основном используются три экологических показателя (рис. 2).

Хотя каждый из показателей служит одной и той же цели – количественной оценке воздействия хладагентов на глобальное потепление, их использование может привести к разным выводам. Поэтому для корректного проектирования, эксплуатации и прогнозирования работы парокомпрессионных систем неотъемлемым этапом должна быть оценка ее влияния на климат за весь срок эксплуатации. Ниже приведена подробная характеристика каждого показателя и их взаимная сравнительная характеристика.

Потенциал глобального потепления ПГП ( Global Warming Potential – GWP ) – это теплота, поглощаемая любым парниковым газом в атмосфере, кратная количеству теплоты, которое может быть поглощено той же массой диоксида углерода (CO 2 ). Для CO 2 GWP равен 1. Для других газов это зависит от газа и временных рамок. Значения GWP оцениваются и обновляются для каждого временного интервала по мере улучшения методов.

Чем больше GWP , тем больше конкретный газ нагревает Землю по сравнению с CO 2 за этот период времени. Оценки значений GWP за 20 и 100 лет периодически включаются в отчеты Межправительственной группы экспертов по изменению климата. GWP представляют собой общую единицу измерения, которая позволяет аналитикам суммировать оценки выбросов различных газов (например, для составления национального кадастра парниковых газов), а разработчикам политики сравнивать возможности сокращения выбросов по секторам и газам.

GWP зависит от следующих факторов: поглощение инфракрасного излучения данным газом, спектральное положение его поглощающих длин волн, время жизни газа в атмосфере. Высокий GWP коррелирует с большим поглощением инфракрасного излучения и длительным временем жизни в атмосфере. Зависимость GWP от длины волны поглощения более сложна. Даже если газ эффективно поглощает излучение на определенной длине волны, это может не сильно повлиять на его GWP , если атмосфера уже поглощает большую часть излучения на этой длине волны. Значения GWP хладагента приводятся в специализированной литературе [5, 8].

Полный эквивалентный вклад в парниковый эффект ( Total Equivalent Warming Impact TEWI ) - эталон для оценки общих выбросов. Данный параметр имеет хорошо стандартизированный метод расчета, который описан, например, в европейском стандарте EN-378–1–2014 «Холодильные системы и тепловые насосы – Требования безопасности и окружающей среды. Основные требования, определения, классификация и критерии выбора».

Помимо прямого воздействия хладагента (которое оценивается с помощью GWP ), любая система или процесс, требующий подвода энергии, косвенно влияет на окружающую среду путем эмиссии CO₂ в процессе производства этой энергии.

TEWI является показателем для оценки парникового эффекта путем сочетания прямого вклада от выбросов хладагентов в атмосферу и косвенного вклада от выбросов углекислого газа и других газов, образующихся при выработке энергии, необходимой для работы холодильной системы в течение всего срока ее эксплуатации [9]:

TEWI = GWI4»^L^^^ , (9)

где GWP - потенциал глобального потепления хладагента по отношению к СО₂ (GWP _СО2=1), кгСО_2//кг; m_ха . - масса хладагента в установке, кг (из т/д расчета); а _ут - величина утилизации хладагента (эмиссия) из установки, от 0 до 1; L год – величина утечек хладагента в течение года,% (2-5 % от заправки); n - средний срок работы установки, лет (минимум 15 лет); в - коэффициент косвенных выбросов – масса выделяющегося при производстве 1 кВт·ч электроэнергии диоксида углерода, кгхСО₂ /(кВт^ч) (0,165 кгхСО₂ /(кВт^ч); Е _год - годовое энергопотребление, кВт·ч/год.

Показатель TEWI предназначен для расчета полного влияния процессов искусственного охлаждения на парниковый эффект. Этот показатель учитывает как прямое влияние на парниковый эффект хладагента, если имеет место его утечка, так и косвенное воздействие холодильной системы вследствие потребления ею энергии, используемой для энергоснабжения установки при ее нормальной работе в течение всего срока ее эксплуатации.

Прямые выбросы включают ежегодную утечку хладагента и утечки, вызванные катастрофами; косвенные выбросы связаны с жизненным циклом хладагента, с производством и транспортировкой системы и хладагента. Показатель TEWI более показателен, чем GWP , но он не принимает во внимание все сопутствующие косвенные выбросы.

Показатель «влияние на климат за жизненный цикл» ( Life Cycle Climate Performance – LCCP ) - был разработан в 1999 году экспертом, работающим в Агентстве по охране окружающей среды США и членом Группы по Монреальскому протоколу по технологии и экономической оценке, который заметил, что TEWI игнорирует значительные выбросы нежелательного гидрофторуглерода (HFC) - 23, побочного продукта гидрохлорфторуглерода. В 2005 году совместный комитет Межправительственной группы экспертов ООН по изменению климата МГЭИК и ГТОЭО одобрил показатель LCCP для использования при оценке низкоуглеродного холодильного оборудования и оборудования кондиционирования воздуха.

На практике расчет LCCP сложнее, чем TEWI , и предназначен для предоставления целостной картины воздействия установки на окружающую среду. LCCP рассчитывается как сумма прямых и косвенных эмиссий системы за весь период существования системы «от колыбели до могилы» (рис. 3) [10, 11].

Рис. 3. Визуальное сравнение параметров TEWI и LCCP

Fig. 3. Visual comparison of TEWI and LCCP parameters

Параметр LCCP определяется по следующим формулам:

LCCP = прямое воздействие (DE ) + косвенное воздействие ( IE ),       (10)

DE = mx a (и • Егод + EOLXGWP + adp.GWP)

где m х.а. – масса хладагента в установке, кг (из т/д расчета); n – средний срок работы установки, лет (минимум 15 лет); GWP – потенциал глобального потепления хладагента по отношению к СО 2 ( GWP СО2 =1), кгCO 2экв //кг; L год – величина утечек хладагента в течение года,% от заправки (2–5 %); EOL – остаток хладагента на конец срока службы,% от заправки (принимаем 15 % от заправки); adp.GWP – адаптационный потенциал глобального потепления хладагента, кгCO_2экв/кг (по табл. для R1234yz =3.3, R600a=1.7, R=1336mzz=3.1).

1Е = п-Егод-ЕМ^т • ММ)+ 11^-RM) + +т_(Un-L^-RFM^ т_ • (1 -EOL)• RED

где Е _год – годовое энергопотребление, кВт·ч/год; EM – эмиссия CO_2., приходящаяся на 1 кВт×ч энергии, (кгCO 2экв /(кВт×ч); (0,54…0,86 кг CO 2ЭКВ /(кВт×ч); m – масса установки, кг; MM – эмиссии СО₂ при производстве материалов, кг СО_{2 ЭКВ}/кг; m _пм – масса переработанного материала

(вторсырья), кг; RM – эмиссии СО₂ при производстве вторсырья, кгСО_2экв /кг; EOL – остаток хладагента на конец срока службы,% от заправки (принимаем 15 % от заправки); RFM – эмиссии при производстве хладагента, кгСО_2экв /кг; RFD – эмиссии при уничтожении хладагента, кг СО 2 ЭКВ /кг.

Методика определения LCCP – очень гибкий инструмент, применяемый к любому типу стационарных холодильных систем, систем кондиционирования и тепловых насосов, использующих парокомпрессионный цикл и потребляющих электроэнергию из электросетей. Различные системы можно сравнивать, если расчеты производятся с одинаковыми допущениями и в соответствии с предложенным методом расчета.

Эта методология может быть использована для сравнения различных опций для снижения общих эмиссий теплонасосной установки в течение срока ее службы.

Для проведения сравнительной оценки экологических показателей работы ПКТУ типа «вода-вода» на разных хладагентах в качестве эталонного хладагента принят R410А как один из наиболее применяемых на данный момент хладагентов в парокомпрессионных системах. Расчетные значения экологических показателей приведены в табл. 3.

Исходя из полученных результатов, можно видеть, что наиболее экологически чистым хладагентом с наименьшим GWP является R600a со значением суммарной эмиссии эквивалентного СО 2 за весь период жизненного цикла (15 лет) в 8,64 кг СО2 . Непосредственный вклад в TEWI вносит величина коэффициента преобразования ПКТУ μ_тн. Так, при использовании хладагента, требующего на 3 % больше электроэнергии на привод оборудования ТНУ или ХМ, показатель TEWI будет почти в 3 раза выше. Так, несмотря на то, что GWP _R600a> GWP _R744 в 3 раза, энергопотребление ПКТУ на R744 на 35,26 % больше, чем для ПКТУ на R600a, а значит, и удельные косвенные выбросы больше, что подтверждается расчетами. Из рассматриваемых альтернативных рабочих тел наихудшие экологические показатели у R1336mzz (E), т. к. суммарная эмиссия эквивалентного СО₂ за весь период жизненного цикла превышает аналогичный показатель для R600a в 4,2 раза.

Результаты LCCP показывают, что производительность системы и выбросы при производстве оборудования являются доминирующими факторами выбросов CO 2 в течение всего срока службы ПКТУ. Результаты сравнения хладагентов на основе TEWI и LCCP прямопропорцио-

Таблица 3. Расчетные значения экологических показателей ПКТУ типа «вода-вода»

Table 3. Obtained values of environmental metrics of the «water-to-water» VCHP

хладагент	R1234ze	R1336mzz (E)	R600a	R744	R410а
GWP	7	18	3	1	2000
% от R410а	0,35	0,9	0,15	0,05	100 %
TEWI, кгCO 2экв	16,33	36,33	8,58	10,43	43,3
% от R410а	37,7	83,9	20,0	24,09	100 %
LCCP, кгCO 2экв	16,58	36,52	8,64	10,68	45,4
% от R410а	36,2	80,4	19,0	23,52	100 %
% от TEWI	+1,51	+0,52	+0,7	+2,4	+4,84

Рис. 4. Значения обобщенного критерия D_REF для рассматриваемых хладагентов

Fig. 4. Values of the composite criterion DREF for the considered refrigerants нально зависят от величины потребляемой энергии со стороны ПКТУ, что также отражается на КПД системы.

В настоящее время нет общепризнанной методики экономических обоснований эффективности применения тепловых насосов. Ее разработка во многом осложнена отсутствием единой типовой методики технико-экономических расчетов, утвержденной на государственном уровне. Применяемая сейчас при составлении бизнес-планов методика ПРООН (Программа Развития Организации Объединенных Наций) оперирует критериями чистой дисконтированной прибыли и связывает выбор того или иного технического решения с экономическим интересом инвестора, ставя этот выбор в зависимость от существующей на данный момент налоговой системы, тарифной и ценовой политики, таможенного законодательства и других факторов, которые с течением времени могут меняться.

Для дальнейшей оценки и выбора «желательного» хладагента для рассматриваемой ПКТУ мы использовали метод многокритериальной оптимизации, предлагаемый в работе [12]. Определяемый при этом обобщенный критерий D_REF сводит все оценки по отдельным критериям в единую числовую оценку (рис. 4). Минимальное значение D REF критерия соответствует наилучшему хладагенту среди одновременно расматриваемых рабочих тел. В данной работе мы анализировали девять показателей: термодинамические, экологические и экономический, а именно теплопроизводительность ПКТУ ( q ТН , кДж/кг); действительный эксергетический КПД (η _e ); действительная степень термодинамического совершенства ( γ дейст ); действительный коэффициент теплотрансформации (μ ТН ); GWP , кгCO 2экв/ /кг; TEWI , кгCO_2экв//кг; LCCP , кгСО_2экв/кг; индекс воспламеняемости; стоимость 1 кг хладагента. Как видно на рис. 4, наименьшее значение критерия D_REF получено для природных хладагентов R600a и R744; на 13 % критерии D REF для R1234ze выше, чем для R744, что также позволяет рекомендовать данный хладагент.

Заключение

В проведенной работе было определено, что эффективность парокомпрессионных теплонасосных установок (ПКТУ) следует оценивать комплексно, с использованием энергетических, экологических и экономических показателей. Использование только энергетических или – 213 – одновременно энергетических и экологических критериев однозначно не определяет эффективность установки.

Для ПКТУ, использующей в качестве источника низкопотенцальной теплоты оборотную воду предприятий пищевых производств и работающей на хладагентах четвертого поколения, определены как значения показателей энергетической и экологической эффективности, так и обобщенный критерий D REF , который сводит все оценки по отдельным параметрам в единую числовую оценку.

Установлено, что при заданных условиях наименьшее значение критерия D REF соответсву-ет природным хладагентам R600a и R744, на 13 % критерии D_REF для R1234ze выше, чем для R744, что также позволяет рекомендовать данный хладагент в качестве рабочего тела среднетемпературных ПКТУ.

Предложенная методика оценки и выбора хладагента, основанная на методе многокритериальной оптимизации, является удобным инструментом при комплексной оценке работы систем кондиционирования и теплонасосных установок.

Дальнейшие исследования связаны с определением зависимостей термодинамических и эксергетических параметров от изменения значений температуры НПИ и окружающей среды.