Conditions for the effective use of carbon dioxide as a working substance of heat pumps

Full Text

Применению диоксида углерода (СО₂, R744) в качестве рабочего вещества холодильных машин и тепловых насосов в мире уделяется пристальное внимание. R744 абсолютно безопасен: негорюч, неядовит, не разрушает озоновый слой, имеет самый низкий среди применяемых рабочих веществ потенциал глобального потепления (табл. 1). Кроме того, он доступен в любых количествах и дешев.

 

Таблица 1. Сравнение свойств рабочих веществ

Параметр	Рабочее вещество
	R744	R134a	R142b	R718
Химическая формула	СO2	C2H2F4	C3H3ClF2	H2O
Потенциал разрушения озонового слоя ODP (относительно R11)	0	0	0,1	0
Потенциал глобального потепления GWP (относительно R744)	1	1300	630	<1
Молекулярная масса ц, кг/кмоль	44,1	102,03	100,5	18,02
Критическое давление ркр, МПа	7,38	4,06	4,12	22,1
Критическая температура tкр, °С	31,1	101,1	137,2	374,2
Нормальная температура кипения ts, °С	-78,4 (сублимация)	-26,1	-9,8	+100

Другое свойство — низкая критическая температура - приводит к тому, что в холодильных машинах на СО₂ в большинстве случаев реализуются термодинамические циклы, в которых процесс конденсации заменен охлаждением газообразного R744 при постоянном давлении в надкритической области. В этом случае практически невозможно в полной мере компенсировать перерасход энергии, связанный с большими необратимыми потерями в процессе теплопередачи от газообразного R744 к охлаждающей среде. Применение таких холодильных машин с точки зрения энергетической эффективности возможно как компромисс при решении других проблем, в частности экологических (например, в автобусных кондиционерах). Безусловно эффективно использование R744 только в качестве хладагента высокого давления в низкотемпературной ветви каскадных холодильных установок, где реализуется докритический цикл с температурой кипения не ниже -50°С (температура тройной точки R744 равна -56,44°С).Диоксид углерода обладает рядом уникальных термодинамических и теплофизических свойств. Некоторые из них неблагоприятны для эффективного использования R744 как рабочего вещества. Прежде всего это низкая нормальная температура кипения, обусловливающая высокий уровень давлений в системе. Высокие давления и некоторые другие свойства R744 делают невозможным использование существующего базового холодильного оборудования (компрессоров, теплообменных аппаратов, арматуры, приборов автоматики). Возникает необходимость создания оригинальных конструкций машин.

Температурные условия работы тепловых насосов (TH) и холодильных машин существенно различаются [1]. В TH источник низкопотенциальной теплоты (ИНТ), охлаждаемый в испарителе, обычно имеет положительную температуру и поэтому температура кипения рабочего вещества, как правило, тоже выше нуля. Температура, до которой должен быть нагрет теплоноситель, может находиться в пределах 40...110°С, при этом разность между температурами прямого и обратного потоков (Δt_w) может составлять 15...60°С.

В парокомпрессионных TH увеличение температуры теплоносителя однозначно связано с повышением температуры и давления конденсации, разности и отношения давлений конденсации и кипения, что приводит к снижению коэффициента преобразования.

Достаточно высокая температура газа после компрессора в цикле на R744 не связана жестко с давлением, которое выбирается на основании оптимизационного расчета в довольно узком диапазоне. Значительное изменение температуры при охлаждении газообразного R744 в надкритической области позволяет нагревать теплоносители на большую разность температур с минимальными потерями энергии. Конкурентная энергетическая эффективность TH на R744 может быть достигнута только при достаточно большой разности температур теплоносителя Δt_w (на эффективность фреоновых TH эта величина влияет слабо, что связано с изотермичностью процесса конденсации).
В парокомпрессионных фреоновых тепловых насосах в зависимости от требуемой температуры нагрева теплоносителя применяются рабочие вещества среднего давления (например, R134а) и чаще низкого давления (например, R142b).

R744 — рабочее вещество высокого давления, что во многом определяет специфику его свойств. Полярным по отношению к R744 рабочим веществом является вода (R718). Этому природному экологически чистому веществу сверхнизкого давления также уделяется внимание, как перспективному для TH.

В табл.2 приведены характерные параметры теоретических циклов TH с изоэнтропным сжатием и расширением для четырех упомянутых рабочих веществ. Отметим следующие особенности R744 (см. табл. 2), которые можно считать его преимуществами как рабочего вещества для TH:

• высокая плотность пара р" и высокая удельная объемная теплопроизводительность q_v обусловливают малую требуемую объемную производительность и размеры компрессора;
• малое отношение давлений в цикле создает благоприятные условия для эффективной работы компрессора (так, при использовании центробежного компрессора потребуется лишь одна ступень сжатия).
• высокий уровень давлений и плотности газообразного R744 позволяет при одинаковом с фреонами относительном гидросопротивлении Δр/р в трактах иметь более высокие массовые скорости потока. Соответственно сокращаются проходные сечения каналов и диаметры труб;
• высокие массовые скорости потока R744 в теплообменных аппаратах позволяют достичь высоких коэффициентов теплоотдачи и сократить массу и габариты теплообменников;
• существенно большая по сравнению с фреонами доля работы расширения в работе цикла создает условия для использования детандера с целью повышения коэффициента преобразования TH.

 

Таблица 2. Параметры теоретических циклов TH для различных рабочих веществ

Параметр	Рабочие вещества
	R744	R134а	R142b	R718
Давление кипения р0, МПа	3,97	0,35	0,17	0,89·10-3
Давление после компрессора pк (p2), МПа	12,7	2,93	1,57	0,059
Отношение давлений πк=pк/p0	3,2	8,36	9,03	66,3
Удельная массовая теплопроизводительность qк, кДж/кг	162,9	180,7	215,2	3246
Изоэнтропная работа сжатия ls, кДж/кг	44,6	43.2	49,7	923
Изоэнтропный коэффициент преобразования µs Дж/Дж	5,765	4,663	4,668	3,680
Плотность насыщенного пара при р0 ρ", кг/м3	114,0	17,14	8,00	6,79·10-3
Удельная объемная теплопроизводительность q=qкρ", кДж/м3	18561	3097	1722	22,1
То же, по отношению к R744 qv/qvR744, %	100	16,7	9,3	0,12
Фактор соотношения массовых скоростей при Δp/p=idem М=(р0ρ")0,5	21,3	2,45	1,18	2,46·10-3
То же. по отношению к R744 М/МR744. %	100	115	5,5	0,01
Отношение работы расширения к работе сжатия lsпе/lsсж	0,367	0,103	0,076	0,044

Параметры цикла на R718 (см. табл. 2) таковы, что создание эффективных водяных TH связано с большими трудностями из-за весьма значительных объемов пара и отношений давлений π_к, чувствительности к гидравлическим сопротивлениям в трактах, необходимости поддержания вакуума в системе и др.Эти свойства R744 позволяют создать TH большой тепловой мощности. Если для парокомпрсссионных TH в настоящее время предельная тепловая мощность составляет примерно 20 МВт, то для TH на R744 она может быть 50 МВт и более в одном агрегате. Укажем также на то, что температура нагрева теплоносителя до t_w2=80°С для фреоновых ТИ близка к предельной прежде всего из-за больших отношений давлений π_к.

Для оптимизации и выбора параметров действительных термодинамических циклов TH на R744 (с реальными КПД компрессора, детандера и привода) разработаны математическая модель и компьютерные программы.

Рассмотрены два класса машин:

• TH малой тепловой мощности с дроссельной схемой и охлаждаемыми компрессорами объемного принципа действия (с поршневыми компрессорами и естественным отводом тепла от компрессора в окружающую среду);

Источник низко-                                      Температура кипения t₀, °С

потенциальной теплоты

Грунтовые воды

и вода водоемов (t_s1=8...12°С)                                               0...5

Оборотная вода систем

охлаждения - градирни (t_s1=18…25°С)                                   10...15

Высокотемпературные тепловые

сбросы (t_s1>25°С)                                                                   <20

• TH большой тепловой мощности с детандерной или дроссельной схемой и неохлаждаемыми турбокомпрессорами (с центробежными компрессорами, влияние отвода тепла от которых ничтожно).

Обобщенная принципиальная схема теплового насоса и соответствующий термодинамический цикл представлены на рис. 1.

 

Рис. 1. Тепловой насос на R744.

а — обобщенная принципиальная схема:

КМ — компрессор; ДВ — приводной двигатель; ДТ — детандер; ГО — газоохладитель; РТ — регенеративный теплообменник; И — испаритель; ОЖ — отделитель жидкости; Н — циркуляционный насос жидкого R744; Р1 — дроссель-регулятор высокого давления («до себя»); Р2 — регулятор подачи жидкого R744 в испаритель; ИНТ — источник низкопотенциальной теплоты; НВ — нагреваемая вода.

Линии: I — включения в схему детандера (в этом случае участок линии с Р1 закрыт);

II — включения в схему циркуляционного насоса (в этом случае участок линии Р2 закрыт); III — газообразного R744 низкого давления; IV — парожидкостной смеси при включенной линии II, в этом случае участок линии V закрыт);

б — обобщенный термодинамический цикл:

1-2 — сжатие газообразного R744; 2-3 — охлаждение газообразного R744 в ГО; 3-4 — охлаждение газообразного R744 в РТ; 4-5 — дросселирование R744; 4-5' — расширение R 744 в ДТ; 5-6 (5'-6) — кипение жидкого R 744 в И; 6-7 — перегрев R744 в И (в схеме с Р2); 7-1 — перегрев газообразного R744 в РТ (р₂ - давление газообразного R744)

Температура кипения t_о в цикле практически однозначно соответствует температуре ИНТ и лежит в пределах 0...20°С.

Наиболее показательными температурными условиями работы TH являются t_о=5°С, t_w2=80°С.

В результате оптимизационного расчета по максимуму коэффициента преобразования µ_макс определяется давление газообразного R744 после компрессора р₂. Значение р_2опт зависит от температуры кипения t₀ (давления кипения р₀), температур теплоносителя на входе и выходе t_w1 и t_w2, степени регенерации в цикле В=(Т₁-Т₇)/(Т₃-Т₇) и заданной минимальной разности температур между газообразным R744 и теплоносителем Θ_min (см. рис. 5, а). Проведенный численный эксперимент показал, что в схемах с дросселем целесообразна максимально возможная регенерация. Напротив, в схемах с детандером µ_макс соответствует минимуму перегрева пара на входе в компрессор. Выбор значения Θ_min фактически относится к экономической оптимизации, так как стремление Θ_rnin 0 лишь повышает и (при этом возрастает также эксергетический КПД передачи тепла от газа к теплоносителю). Однако при этом снижается среднеинтегральная разность температур в теплообменнике и поэтому увеличиваются необходимая площадь теплообменной поверхности, масса, габариты и стоимость аппарата. Снижению р_2опт и повышению ц способствует двухпоточный нагрев теплоносителя, что возможно при использовании в одной системе отопления двух уровней температур — высокотемпературного (традиционное отопление) и низкотемпературного (например, напольное отопление). Возможен еще третий поток — нагрев водопроводной воды для горячего водоснабжения (ГВС).

На рис. 2 представлено поле оптимальных значений давления р₂ в реальном диапазоне изменения температур кипения R744 и температур нагреваемого теплоносителя t_w2 для схемы с детандером.

 

Рис. 2. Поле оптимальных давлений р_2опт для ТН на R744 (Δt_w=40°С)

 

На рис. 3 показаны значения электрического коэффициента преобразования, достигаемые при оптимальных давлениях р_2опт и тех же значениях температур t₀ и t_w2.

 

Рис. 3. Значения электрических коэффициентов преобразования ТН на R744 при оптимальных давлениях р₂

 

Область предпочтительного применения TH на R744 в первую очередь определяется минимальной разностью температур Δt_w=t_w2-t_wl, при которой его коэффициент преобразования уравнивается с таковым для TH, работающего на фреоне (при прочих равных условиях). При сопоставлении рассматриваются параметры действительных циклов с реальными процессами сжатия с учетом реальных коэффициентов полезного действия компрессора, различных для TH на R744 и фреонах по условиям их работы.

На рис. 4 приведены графики зависимости электрического коэффициента преобразования от Δt_w, для тепловых насосов большой тепловой мощности па R744 (схема с детандером) и R142Ь (схема с дросселем и переохлаждением жидкого хладагента после конденсатора нагреваемым теплоносителем). Основные процессы этих тепловых насосов показаны в координатах q-t на рис. 5.

 

Рис. 4. Зависимость электрического коэффициента преобразования TH от разности температур Δt_w при t_w2=80°C и t₀=5°C: I — R744; II — R142b

 

Рис. 5. Основные процессы в тепловом насосе: а — R744; 1-2 — сжатие газообразного R744 в компрессоре; 2-3 — охлаждение; 3—4 — расширение в детандере; 4-1’ — кипение в испарителе; 1'-1 — перегрев в испарителе; б — R1246; 1-2 — сжатие пара в компрессоре; 2-2" — процесс в конденсаторе; 2"-3 — переохлаждение; 3-4 - дросселирование; 4-1' — кипение в испарителе; 1'-1 - перегрев пара в испарителе; I — нагрев теплоносителя; II — охлаждение ИНТ

 

Из рис. 4 следует, что энергетическая эффективность TH на R744 и R142b практически равна вблизи Δt_w =30°С. При больших значениях Д/_н. TH на R744 энергетически эффективнее: при Δt_w = 40°С коэффициент преобразования TH на R744 на 20% выше, чем на R142b.

Однако даже в случае близкой энергетической эффективности фреоновых TH и TH на R744 применение последних может оказаться более предпочтительным, если учесть характерные для фреоновых TH негативные факторы:

• технические трудности обеспечения температур нагрева теплоносителя выше t_w2=60°С (применение рабочих веществ низкого давления, высокие отношения давлений конденсации и кипения хладагента и др.);
• большие габариты и масса оборудования, прежде всего компрессоров, что оказывает влияние на его стоимость и весьма существенно для TH большой тепловой мощности;
• ограничение применения фреонов по их экологическим характеристикам (потенциалам разрушения озонового слоя и глобального потепления);
• высокая стоимость фреонов, на порядок превышающая стоимость R744.

При весьма большой тепловой мощности в одном агрегате фреоновые TH не смогут конкурировать с TH на R744 при любых условиях работы.

Поршневые компрессоры для работы на R744 уже серийно выпускаются рядом зарубежных фирм [2]. Создание центробежных компрессоров для TH с тепловой мощностью более 15 МВт не вызовет серьезных технических проблем. Разработка детандеров для расширения газа со сверхкритическими параметрами потребует проведения опытно-конструкторских работ и использования опыта смежных отраслей.

Важной задачей является и создание интенсивных теплообменных аппаратов. С учетом высоких давлений в TH на R744 рабочее вещество в теплообменниках (газоохладителях, испарителях и др.) должно проходить внутри труб аппаратов змеевикового (малые аппараты) или витого (большие аппараты) типов. Охлаждаемая или нагреваемая вода проходит в межтрубное пространство, конструкция которого должна обеспечить достаточно высокую скорость воды, необходимую для интенсивной теплоотдачи. Условия теплоотдачи со стороны рабочего вещества отличаются рядом существенных особенностей [3]. В процессе охлаждения газообразного R744 при постоянном давлении в надкритической области резко изменяются его теплофизические свойства. Процессы кипения R744 в близкритической области экспериментально не исследованы.

В настоящее время разработаны методика и программа расчета всех теплообменных аппаратов тепловых насосов на R744 указанных выше типов. Ведется экспериментальное исследование процессов на специальном стенде, представляющем собой макетный образец теплового насоса. Эксперимент проводится при условиях работы TH (давлениях, температурах), показанных на рис. 2.

Авторские права на основные технические решения тепловых насосов на R744 в вариантах защищены (решение о выдаче патента на изобретение по заявке №2002113818/06(014844), начало действия патента 29.05.2002).

Работы по созданию тепловых насосов на R744 ведутся НПФ «ЭКИП», МГУИЭ, ОАО «НПО Гелиймаш» и другими соисполнителями по теме «Создание технологий и оборудования для использования низкопотенциальных тепловых ресурсов для целей теплоснабжения» в рамках федеральной целевой программы «Исследования и разработки по приоритетным направлениям развития науки и техники на 2002—2006 годы» (Минпромнауки России). С участием специалистов кафедры ХКТ МГУИЭ разработана техническая документация опытного образца TH тепловой мощностью 20 кВт для теплоснабжения и горячего водоснабжения индивидуального дома. Он будет изготовлен и испытан в текущем году. Начата разработка проекта TH тепловой мощностью 25 МВт.

About the authors

I. M. Kalnin

Moscow State University of Environmental Engineering

Author for correspondence.
Email: info@eco-vector.com

Dr. of Technical Sciences, Professor

Russian Federation, Moscow

V. A. Vasyutin

Moscow State University of Environmental Engineering

Email: info@eco-vector.com

Candidate of Technical Sciences

Russian Federation, Moscow

S. B. Pustovalov

Moscow State University of Environmental Engineering

Email: info@eco-vector.com
Russian Federation, Moscow

References

Supplementary files