Використання теплових насосів у промисловості

Все більше розповсюдження мають теплові насоси і в промисловості. Особливо широко реалізовані схеми теплонасосних випарювальних та сушарних установок. Наприклад, у Франції тільки для сушіння деревини та будматеріалів використовується більше тисячі установок.

У багатьох галузях використовується теплота від конденсаторів холодильних установок, наприклад в хімічній промисловості. Також холодильні установки для охолодження молока зі звичайним повітряним охолодженням конденсатора переобладнують для подвійного використання: охолодження молока та нагрівання води, що дає значну економію енергії.

Використання теплових насосів у процесах сушіння все більше розповсюджується, на ринку з’являється все більше установок, розроблених для цих цілей. ККД звичайної конвективної сушарки (рис. 5.11) залежить від ступеню рециркуляції повітря. На рис. 5.12 зображена типова залежність ККД від відношення витрати рециркуляційного повітря до повної витрати W. В звичайній сушарці неможлива 100%-на рециркуляція, тому що підвищення вологості повітря швидко ліквідує його сушильну здатність. Але тепловий насос можна ефективно використовувати в сушарках, як засіб видалення вологи з повітря. Теплонасосна сушарка зображена на рис. 5.13. Повітря, яке відходить і потребує сушіння, проходить через випарник теплового насоса і охолоджується. В результаті охолодження частина вологи конденсується і відходить через дренаж. Рециркулююче повітря, що надходить потім в конденсатор і нагрівається там.

 

Рис.5.11 Звичайна сушарка, яка використовує часткову рециркуляцію. 1 – вентилятор; 2 – нагрівач; 3 – сушильна камера; 4 – викиди.

 

 

Ефективним рішенням є використання протитискової турбіни 1 (рис. 5.14) для привода компресора теплового насоса 2, що використовує сбросне тепло конденсаційної електростанції. Сбросне тепло виділяється в конденсаторі 3, що одночасно служить випарником теплового насоса. Конденсатор теплового насоса 4 забезпечує перший щабель нагрівання мережної води. Другий щабель нагрівання забезпечує конденсатор протитискової турбіни. Показана досяжність КОП = 6,6, коли на кожну тону спаленого палива в систему централізованого теплопостачання подається тепловий еквівалент двох тонн. На схемі показаний також котел 6 і живильний насос 7. Для теплового насоса джерело тепла має 28ºС, а подавана вода 70ºС.

 

Практична робота № 1

Розрахунок КОП

У цьому розділі розглянуті типові величини, характерні для теплового насоса, застосовуваного з метою відновлення тепла. Можливі показники реального циклу зв'язують із показниками циклу Карно.

Припустимо, що існує виробництво, у якому використовується промивна вода. Вода надходить у великий бак при температурі 65ºС і після очищення скидається при температурі 35ºС. Призначення теплового насоса складається у відновленні тепла скидної води й використання його для підтримки температури водяного бака. Тимчасово зневажимо можливістю часткового використання для цієї мети простого теплообмінника. Максимальний КОП по Карно

 

КОП_к = Т_L/(T_H-T_L) + 1 = (273+35)/(65-35) + 1 = 11,3

 

Тепер розрахуємо, що можна одержати на практиці.

По-перше, потрібно вибрати температури випару й конденсації. Вони залежать від розміру теплообмінників, який передбачається встановити. Як типові значення можна прийняти Т_Н = 75˚С і Т_L = 15˚С. Відзначимо, що у випарнику потрібна більша різниця температур, оскільки скидається вода, що, повинна бути охолоджена від 35ºС, до, наприклад, 20ºС, щоб одержати корисне тепло.

Приймемо як робоче тіло холодоагент R12, його p-h діаграма показана на рис. 5.15.

Зображення циклу завжди починається зі стиску. Приймемо необхідний перегрів пари на вході компресора 20ºС і позначимо його стан точкою А. Вона визначається шляхом продовження лінії постійного тиску, що відповідає випару при 15ºС (0,49 МПа) до перетинання з ізотермою 35ºС. У точці А питома ентальпія дорівнює 271кДж/кг. Провівши по ізоентропі лінію до перетинання з ізобарою 2,1 МПа, що відповідає температурі конденсації 75ºС, отримуємо умови на виході ізоентропічного компресора в точці В с питомої ентальпією 300 кДж/кг. Дійсні умови на виході з компресора в точці С розраховуються за допомогою ізоентропічного ККД:

 

η_із = (h_В – h_А) / (h_С – h_А),

 

звідки виходить, що при η_із = 0,7 h_С = 312 кДж/кг і точка С наноситься на графік рис. 5.15.

Значення ентальпії в конденсаторі у відповідній точці D (h_Д = 177 кДж/кг) знаходимо по перетинанню ізобари конденсації з лівої прикордонною кривою, зневажаючи при цьому падінням тиску при теплообміні.

Для реального циклу:

 

КОП = (h_С – h_Д)/ (h_С – h_А) = (312 - 177)/(312 - 271) = 3,29.

 

Крім того, варто згадати про механічний ККД компресора, що викликає витрати додаткової роботи. Повний КОП = 3,29*0,95 = 3,13.

У підсумку для КОП одержуємо:

Цикл Карно	11,3
Цикл Карно з урахуванням теплообмінників	4,8
Цикл із урахуванням термодинамічних втрат	3,29
Цикл із урахуванням механічних втрат	3,13

Рис. 5.15 Парокомпресійний цикл для холодоагенту R12

 

Практична робота №2