1. Описание и принцип работы теплового насоса

Теория теплового насоса изложена в описании термодинамического цикла Карно еще в 1824 году. Хладагент (фреон) перемещается компрессором по замкнутому контуру, состоящему из испарителя, конденсатора и клапана.

Сжатый компрессором в конденсаторе (горячая решетка на задней стенке простейшего холодильника) хладагент переходит из газообразного в жидкое состояние при высоком давлении и температуре. Далее через дросселирующий клапан он продавливается в испаритель (обмерзшая панель внутри холодильника), где тем же компрессором создается низкое давление. При резком падении давления после клапана хладагент активно кипит, переходя в газообразную фазу с резким уменьшением температуры (для теплового насоса до -8°С и ниже). Таким образом производится перенос тепла из объема, в котором расположен испаритель, в объем, который занимает конденсатор.

В тепловых насосах эти объемы выполняются в виде теплообменников. В первый подается относительно теплый носитель от низкотемпературного источника тепла (НТИ), второй включается в контур системы отопления. Теоретически несложно в теплое время года, поменяв местами испаритель и конденсатор теплового насоса, использовать его для охлаждения здания. В качестве НТИ может использоваться наружный воздух при условии что его температура превышает температуру кипения хладагента в испарителе; грунтовые, либо воды из незамерзающих водоемов; земля, тепло из которой переносится в теплообменник теплового насоса раствором, циркулирующим по трубам, уложенным в земляной коллектор, либо опущенным в скважины-зонды; технологические сбросы предприятий в жидком или газообразном состоянии.

Главная характеристика эффективности теплового насоса — коэффициент преобразования (СОР), или коэффициент мощности, равный отношению теплопроизводительности теплового насоса, или тепловой мощности к мощности его компрессора (потребляемой). В зависимости от используемого НТИ и конструкции отопительного теплообменника различают следующие типы тепловых насосов:

«воздух--воздух», к которым относятся обычные кондиционеры и те же холодильники;

«воздух--вода» -- относительно недорогой вариант, не требующей сооружения сложной системы наружных сооружений. Недостаток — падение коэффициента преобразования с понижением температуры воздуха (СОР = 3—3,6);

«вода—вода» -- наиболее эффективный вариант (СОР = 5,4--6,4). Недостаток -- нужно наличие незамерзающего водного источника;

«рассол--вода» с грунтовыми коллекторами, либо зондами. (В трубы, проложенные в земле, на всякий случай подается незамерзающий раствор – рассол). Наиболее универсальный вариант. Недостаток -- требует значительных затрат на сооружение земляного коллектора (1 м.п. уложенной трубы -- 20--30 Вт тепла), либо еще больших затрат на сверление скважин для грунтовых зондов (1 м. п. скважины -- 40--60 Вт тепла).

2. Тепловой расчет установки

В основе работы реального теплового насоса находится обратный цикл Ренкина, изображенный на рис.5.

Рис. 4. Принципиальная схема реального теплового насоса.

Рис.5. Изображение цикла ТН в TS диаграмме.

Процесс 1-2’- изоэнтропное сжатие пара;

2-3-процесс изобарного охлаждения перегретого пара до сухого насыщенного

3-4- процесс конденсации сухого пара, который завершается в точке 3;

4-5- охлаждение жидкого рабочего агента;

5-6- дросселирование рабочего тела в регулирующем вентиле;

6-1- процесс испарения (кипения) холодильного агента в испарителе.

Задаемся перепадом температур в испарителе ∆t_и=3˚С и в конденсаторе

∆t_к=5˚С.

Строим графики изменения температур вдоль поверхности теплообмена (рис.6) и определяем температуры испарения t_и и температуру конденсации t_к рабочего агента.

Рис.6. Графики изменения температур вдоль поверхности теплообмена

t₀=t_и=t₁=t_{н 1}- t_и=8˚C - 3˚C=5˚C

t_к=t_в2 - t_к=70˚C + 5˚C=75˚C

Находим по TS диаграмме параметры агента в характерных точках цикла.

Точка 1: t₁=t_и=5˚C;

P₁=0,78 МПа;

V₁=0,04 м³/кг;

h₁=708 кДж/кг.

Точка 2΄(идеальный процесс):

P₂=P_к=3,3 МПа;

h₂΄=755 кДж/кг.

t₂=110˚C

Точка 2:

, (2.1)

где, η_к- КПД компрессора (η_к =0,8).

h₂=708+58,75=767КДж/кг;

Точка 3: P₃=P_к=3,3 МПа

t₃=t_к=75˚C

h₃=712 кДж/кг;

Точка 4: t₄=75˚C;

P₄=P₂=3,3 МПа;

h₄=600 кДж/кг.

Точка 5: P₅=3,3 МПа;

t₅=70˚C;

h₅=508 кДж/кг.

Точка 6: P₆=7,8МПа;

t₆=5˚C;

h₆=510 кДж/кг.

Рассчитаем удельные нагрузки (в кДж/кг) на аппараты ТН.

Удельная тепловая нагрузка в испарителе

q_и=h₁-h_{5 ,} (2.2)

q_и=708-508=200 кДж/кг.

Удельная тепловая нагрузка в конденсаторе

q_к= h₂-h_{4 ,} (2.3)

q_к =767-600=167 кДж/кг.

Удельная тепловая нагрузка на переохладителе

q_по= h₄-h_{5 ,} (2.4)

q_по =600-508=92 кДж/кг.

Удельная работа компрессора

l_вкм= h₂-h_{1 ,} (2.5)

l_вкм =767-708=59 кДж/кг.

Составим баланс

q_и+ l_вкм= q_по+q_к , (2.6)

200+59=92+167;

259=259.

Расчеты были произведены верно.

Массовый расход рабочего агента, кг/с

, (2.7)

где Q_в- теплопроизводительность ТН, кВт.

G=20/(167+92)=0,077 кг/с.

Расчетная тепловая нагрузка испарителя, кВт

Q_и=G·q_{и ,}

(2.8)

Q_и=0,077·200=15,4 кВт.

Расчетная тепловая нагрузка переохладителя, кВт

Q_по= G·q_по,

(2.9)

Q_по=0,077·92=7,08 кВт.

Электрическая мощность компрессора, кВт

N_км= G_ф22· l_вкм,

(2.10)

N_э=0,077·59=4,54 кВт

Коэффициент трансформации

μ=(q_к+ q_по)/ l_вкм

(2.11)

μ=(167+92)/59=4,39