2.2. Действительный коэффициент преобразования тн.

Необратимость процессов, происходящих в теплонасосных установках с обратными циклами, приводит к существенному понижению коэффициента преобразования, экономия энергии при использовании тепловых насосов, естественно, снижается. Действительный коэффициент преобразования теплового насоса _е определяется через действительный холодильный коэффициент обратного цикла _е

_е = _е + 1.

Для предварительной оценки энергетических показателей теплового насоса Мартыновским В.С. /26/ предложено эмпирическое выражение

_е = ,

где Т₀ и Т - температуры источника и приемника теплоты. ;

 - коэффициент, учитывающий суммарно все потери: потери цикла, потери в электродвигателе и потери от внешней необратимости при теплопередаче.

Для ориентировочных расчетов отопительных устройств с тепловым насосом при использовании турбокомпрессоров можно принимать следующие значения суммарного коэффициента потерь  в зависимости от производительности установки:

производительность 200…1000 кВт  = 0,45 - 0,55

производительность 1000…3000 кВт  = 0,55 - 0,60

производительность свыше 3000 кВт  = 0,60 - 0,65

Выражение для определения действительного коэффициента преобразования любого теплового насоса можно представить в виде:

_е = _к__э_i_м_эл + _эл(1 - _i_м),

где _к - коэффициент преобразования теплоты цикла Карно;

_ - коэффициент, учитывающий внешнюю необратимость цикла;

_э - коэффициент, учитывающий приближение эталонного цикла (без учета индикаторных, механических и электрических потерь) к необратимому процессу Карно;

_i ,_м – индикаторный и механический КПД компрессора;

_эл – КПД электродвигателя.

Для крупных поршневых холодильных компрессоров после подстановки коэффициентов потерь /25/ выражение:

_е = _{- +} + 0,9,

где Т^₀ - температура низкопотенциального источника, К;

Т_к - температура конденсации хладагента, К.

На рис. 2.3, выполненном на основе исследований Попеля О.С. /30/, представлено соотношение идеальных и действительных коэффициентов преобразования теплоты. Необходимо отметить, что графики действительных коэффициентов трансформации построены для поршневых машин с диаметром цилиндра около 150 мм. Значения поправочного коэффициента, учитывающего влияние размеров цилиндра компрессора, на который следует разделить значение _е, полученное из графиков представлены в таблице 2.2 /26/.

Таблица 2.2. Значения поправочного коэффициента для коэффициента преобразования теплоты

Диаметр цилиндра, D,мм	110	115	130	140	150	180	200	230	250	270
Поправочный коэффициент	1,063	1,044	1,028	1,013	1.00	0,977	0,960	0,944	0,930	0,924

Анализ графиков показывает, что, например, при температуре испарения хладагента на уровне 0 °С и температуре конденсации около 60 °С коэффициент  реальной установки достигает 3, а идеальной - 6,5. С увеличением температуры источника низкопотенциальной теплоты или с уменьшением температуры, необходимой потребителю, коэффициент  возрастает и может достигать 4, 5 и больших значений.

Коэффициент преобразования теплоты зависит от следующих факторов:

- от разности температур источника низкого потенциала и потребителя высокотемпературной теплоты (чем она выше, тем ниже коэффициент преобразования);

- термодинамических свойств хладагента;

- особенностей термодинамического цикла;

- технического совершенства конструкции теплового насоса.

При проектировании теплонасосной установки очень важно знание действительного коэффициента преобразования, т.к. значительная ошибка в расчете расхода энергии, может привести к неверным выводам относительно рациональности теплонасосной системы теплоснабжения по сравнению с другими системами.

Рис. 2.3. Идеальный и действительный коэффициент

трансформации теплоты теплового насоса

Очевидно, что применение тепловых насосов особенно эффективно в случае использования воздушных систем и/или напольных систем водяного отопления (теплых полов), для которых температура конденсации хладагента может не превышать 35 - 40°С.