РЕГЕНЕРАЦИЕЙ ТЕПЛОТЫ И ПЕРЕОХЛАДИТЕЛЕМ (СХЕМА № 3)

 

В этой схеме дополнительно к рассмотренным выше расчетам необходимо найти точку 3а

Температура фреона после конденсатора

Определим температуру нагреваемой воды между переохладителем и конденсатором.

Результаты проведенных выше расчетов по 3-м схемам, занесем в таблицу 2.

 

Таблица 2 – Термодинамический расчет схем парокомпрессионного теплового насоса

№	Параметр	Размерность	Номер схемы
	Температура испарения фреона	˚С
	Энтальпия фреона после испарителя h1	кДж/кг	356,32
	Давление фреона в испарителе pи	Мпа	0,39756
	Температура конденсации фреона tк	˚С
	Энтальпия фреона после конденсатора h3	кДж/кг	268,475
	Давление конденсации фреона	Мпа	1,76715
	Темпратура фреона на входе в компрессор t1a	˚С
	Энтальпия фреона на входе в компрессор h1a	кДж/кг
	Энтальпия фреона после адиабатного сжатия h2a	кДж/кг
	Адибатный КПД компрессора		0,804
	Энтальпия фреона после компрессора h2	кДж/кг	385.77	387.84
	Теплоемкость фреона после конденсатора cp'3	кДж/кгК			1,165
	Температура холодного фреона после переохладителя t3а	˚С			55.26
	Энтальпия холодного фреона после пере-охладителя h3а	кДж/кг
	Температура воды после переохладителя tвп	˚С			52.26
	Энтальпия горячего фреона на входе в промежуточный теплообменник h3б	кДж/кг		266.795	258.32
	Температура горячего фреона после промежуточного теплообменника t3б (по p, h-диаграмме)	˚С
	Энтальпия фреона перед испарителем h4	кДж/кг	268.475	266.795	258.32
	Удельная тепловая нагрузка испарителя qи	кДж/кг	87.845	89,525
	Удельная тепловая нагрузка кондесатора qk	кДж/кг	117,29	119,37	119,37
	Удельная тепловая нагрузка преохладителя qпо	кДж/кг			8,475
	Удельная тепловая нагрузка теплового насоса qтн	кДж/кг	117,29	119,37	127,84
	Удельная тепловая нагрузка промежуточного теплообменника qпто	кДж/кг		1,68
	Работа сжатия в компрессоре lсж	кДж/кг	29,45	31,52
	Удельная энергия, потребляемая электродвигателем W	кДж/кг
38,75	41,48
	Проверка теплового баланса				129,52
117,29	121,05
	Коэффициент сжатия ɛ		4,48
	Коэффициент преобразования теплоты μ
3,98	3,79	4,06
	Коэффициент преобразования электроэнергии μэ		3,03	2,88	3,08
	Удельный расход первичной энергии ПЭ
0,87	0,91	0,85
	Средняя температура низкопотенциального теплоносителя Тср.	К	291,44
	Термодинамическая температура низкопотенциального теплоносителя τн		0,043
	Эксергия, отданная низкопотенциальным теплоносителем ен	кДж/кг	3,75	3,82	4,18
	Средняя температура высокопотенциально-го теплоносителя в конденсаторе Тср. н	К	323,44	331,1
	Термодинамическая температура высокопотенциального теплоносителя в кондесаторе τв
0,153	0,157
	Эксергия, полученная высокопотенцильным теплоносителем в конденсаторе ев	кДж/кг
17,96	18,28	18,78
	Средняя температура высокопотенциального теплоносителя в переохладителе Тср. нп	К			232,6
	Термодинамическая температура высокопотенциального теплоносителя в переохладителе τв				0,138
	Эксергия, полученная высокопотенциальным теплоносителем в переохладителе евп				1,169
	Эксергия потребляемой электроэнергии еэ	кДж/кг	38,75	41,48
	Эксергетический КПД 𝜂э	кДж/кг	0,23	0,4	0,44

 

Показатели энергетической эффективности сводим в таблицу 3. Как видно из таблицы, наивысший коэффициент преобразования теплоты и электроэнергии, а также наименьший расход первичного топлива – в схеме № 3. Но в схемах №2 и 3 эксергетический КПД меньше, чем в схеме № 1. Это связано с тем, что удельная тепловая нагрузка теплового насоса в схемах № 2 и 3 повышается за счет подвода дополнительной энергии в процессе сжатия.

 

Таблица 3 – Показатели энергетической эффективности рассчитанных вариантов

 

№ схемы
Удельная тепловая нагрузка теплового насоса qтн	117,29	119,37	127,84
Удельная энергия, потребляемая электродвигателем W	38,75	41,48
Коэффициент сжатия	4,48
Коэффициент преобразования теплоты	3,98	3,79	4,06
Коэффициент преобразования электроэнергии	3,03	2,88	3,08
Удельный расход первичной энергии ПЭ	0,87	0,91	0,85
Эксергетический КПД	0,23	0,4	0,44

 

Для дальнейших расчетов выбираем схему № 3. Массовый расход хладагента G_ха:

 

Полная нагрузка узлов теплового насоса:

– в компрессоре:

– в испарителе:

– в конденсаторе:

– в переохладителе:

– в промежуточном теплообменнике:

Удельные эксергетические потери в компрессоре:

 

– внешние эксергетические потери в компрессоре и электродвигателе, вызванные механическим трением:

 

– внутренние эксергетические потери в компрессоре, вызванные необратимостью процесса сжатия хладоагента (энтропия определяется по p, h-диаграмме):

Эксергетические потери в теплообменниках определяются по разности эксергии хладоагента, определяемой по формуле , и эксергии, подведенной или отобранной у теплоносителя, равной . Таким образом, определив энтропии по таблицам свойств фреона в состоянии насыщения или по p, h-диаграмме, получаем:

– эксергетические потери в испарителе:

– эксергетические потери в конденсаторе:

 

– эксергетические потери в переохладителе:

– эксергетические потери в промежуточном теплообменнике

Энтальпия фреона при дросселировании не изменяется, и эксергетические потери в дросселе:

 

Сумма эксергетических потери в тепловом насосе:

 

Проверка расчета производится по равенству полученных эксергетических потерь и разности эксергии на входе и выходе теплового

насоса:

Отличие эксергетических потерь обусловлено неточностью определения энтропии по p, h-диаграмме.

 

Наибольшие эксергетические потери происходят в компрессоре из-за необратимости процесса сжатия и в конденсаторе из-за необратимости процесса теплообмена. Поэтому для повышения эксергетического КПД необходимо приближаться к изотермическим условиям сжатия (то есть интенсивно охлаждать фреон в компрессоре) и снижать разность температур в конденсаторе (увеличивать его поверхность теплообмена).