3.2 Анализ энергетической эффективности работы системы

Для расчета цикла теплового насоса требуется задать температуры источника t_ист. = 15ºС и потребителя теплоты t_пот.= 60°С, на основании которых, определяются температуры кипении и конденсации, соответственно в испарителе и конденсаторе. По техническому заданию ….

Температуры испарения и конденсации определяются по формуле:

t_исп = t_н2 – ∆t_исп, (3.1)

где t_н2 – температура низкопотенциального источника на выходе из испарителя, °С;

∆t_исп – перепад температуры в испарителе, °С;

t_исп = 20 – 3 = 17 °С.

t_конд = t_в2 + ∆t_конд, (3.2)

где t_в2 – температура воды на выходе из конденсатора, °С;

∆t_конд – перепад температуры в конденсаторе, °С.

t_конд = 65 + 3 = 68 °С

На основе исходных данных, приведенных в таблице 3.2, произведем расчет основных параметров цикла работы теплового насоса с хладагентом R134a.

Таблица 3.2 – Исходные данные для расчета

Величина	Обозначение	Значение
Теплопроизводительность теплового насоса, кВт	Q	1560
Температура нагретой воды из контура охлаждения компрессаров, °С	tисп..	17
Температура охлаждаемой жидкости на входе в испаритель, °C	tн1	20
Температура охлаждаемой жидкости на выходе из испарителя, °C	tн2	15
Температура воды на входе в конденсатор, °C	tв1	60
Температура горячей воды после конденсатора, °C	tв2	65
Перепады температуры испарителя, °C	tисп.	3
Перепады температуры конденсатора, °C	tконд.	3
КПД компрессора	s	0,8

При заданных значениях температуры испарения (t_исп = 17°С) и конденсации (t_конд = 68°С), изоэнтропном КПД _s = 0,8 в p, h-диаграмме строим базовый термодинамический цикл теплового насоса (рисунок 3.1).

На диаграмме показаны следующие характерные процессы:

• процесс 1–2 – необратимый политропный процесс сжатия паров хладагента в компрессоре;

• Процесс 2–3 – изотермическая конденсация хладагента в конденсаторе и отдача теплоты высокопотенциальному теплоносителю.

• Процесс 3–4 – необратимый процесс расширения хладагента в дроссельном вентиле.

• Процесс 4–1 – изотермическое испарение хладагента в испарителе за счет теплоты, отобранной у холодного источника.

Рисунок 3.1 – Цикл теплового насоса с хладагентом R134а

По построенному циклу находим значения энтальпий в точках 1, 2а, 3, 4:

h₁ = 407,06 кДж/кг;

h_2а = 427,97 кДж/кг;

h₃ = 301,01 кДж/кг;

h₄ = 301,01 кДж/кг.

Энтальпия хладагента после сжатия с учетом потерь:

h₂ = h₁ + (h_2a – h₁)/η_s, (3.3)

h₂ = 407,06 + (427,97 – 407,06)/0,8 = 433,19 кДж/кг.

Удельный тепловой поток испарителя:

q_исп = h₁ – h₄, (3.4)

q_исп = 407,06 – 301,01 = 106,05 кДж/кг.

Удельный тепловой поток конденсатора:

q_конд = h₂ – h₃, (3.5)

q_конд = 433,19 – 301,01 =132,18 кДж/кг.

Удельная внутренняя работа компрессора:

l_в = h₂ – h₁, (3.6)

l_в = 433,19 – 407,06 = 26,13 кДж/кг.

Проверяем баланс тепла по формуле:

q_конд = q_исп + l_в, (3.7)

q_конд = 106,05 + 26,13 = 132,18 кДж/кг.

Удельная теплопроизводительность теплового насоса:

q_тн = q_конд = 132,18 кДж/кг.

Определим коэффициент преобразования тепла:

COP = q_конд/l, (3.8)

COP = 132,18/26,13 = 5,05.

Удельный расход электроэнергии на единицу полученного тепла рассчитаем по формуле:

э_тн = l/η_эм · q_конд, (3.9)

где η_эм – электромеханический КПД компрессора. Принимаем η_эм = 0,9.

э_тн = 26,13/0,9·132,18 = 0,219.

Массовый расход хладагента:

G = Q/q_конд, (3.10)

G = 1560/132,18 = 11,8 кг/с.

Расчетная тепловая нагрузка испарителя:

Q_исп = G · q_исп, (3.11)

Q_исп = 11,8 ·106,05= 1251,39 кВт.

Электрическая мощность компрессора:

N_э = G · l_в, (3.12)

N_э = 11,8 · 26,13 = 308,334 кВт.

При проектировании теплонасосной установки мы определили температуры испарения и кипения, равные t_исп = 15°С и t_конд = 65°С соответственно.

Таким образом, основные параметры теплового насоса в номинальном (расчетном) режиме имеют следующие значения: расход хладагента G = 11,8 кг/с, тепловая нагрузка испарителя Q_исп = 1251,39 кВт, электрическая мощность компрессора N_э = 308,334 кВт, коэффициент преобразования тепла COP = 5,05.