Постоянно растущие тарифы на электроэнергию и требования по снижению вредного воздействия на окружающую среду сделали повышение энергоэффективности оборудования в холодильной индустрии и кондиционировании воздуха устойчивой тенденцией последних лет. Работы велись в основном в области компрессоростроения, систем автоматического управления холодильными установками и поиска новых энергоэффективных и экологически безопасных хладагентов.
Однако существует еще один способ повышения эффективности, на который следует обратить пристальное внимание, – снижение температурных напоров Δt в теплообменниках, например, путем увеличения площади их поверхности.
Малые значения степени термодинамического совершенства систем кондиционирования (ηт = 0,09–0,12) объясняются общепринятыми необоснованно высокими температурными напорами в теплообменниках. Как видно из энтропийно-статистического анализа, основная доля энергетических потерь приходится на теплообменники [1]. Увлечение уменьшением размеров теплообменных аппараты, а, следовательно, и их стоимости приводит к резкому повышению эксплуатационных расходов.
В течение многих десятилетий в холодильной технике не меняются рекомендации по выбору температур кипения и конденсации в зависимости от внешних условий, т.е. температур в охлаждаемом объекте и окружающей среды. По общепринятым рекомендациям температурный напор Δtкд в конденсаторе воздушного охлаждения составляет 10…20 К. Максимальное значение Δtкд определяется также пределом безопасной эксплуатации компрессора при тяжелых погодных условиях, превышение которого ведет к уменьшению ресурса работы компрессора из-за роста степени сжатия и температуры нагнетания (ей следует уделять пристальное внимание, по возможности устанавливая на компрессоры защитные температурные реле). Так, при температуре окружающей среды tо.с = 35 ˚С и Δtкд = 20 К температура конденсации будет tкд = 55 ˚С, что близко к предельной для компрессора при работе на R404А.
При уменьшении Δtкд, с одной стороны, растет годовое потребление электроэнергии вентиляторами конденсатора, однако с другой – снижается давление конденсации, что ведет к снижению годового энергопотребления компрессорного агрегата. В итоге общее энергопотребление холодильной установки снижается настолько, что, несмотря на повышение стоимости конденсатора с меньшим Δtкд, появляется возможность обеспечить малый срок окупаемости. При использовании алюминиевого микроканального конденсатора с воздушным охлаждением и Δtкд = 8 K окупаемость составит менее полугода по сравнению с конденсатором с Δtкд = 15 K [2].
Преимущества алюминиевых теплообменников обеспечиваются более интенсивным теплообменом и уменьшением стоимости материала, габаритов и массы, заменой устаревшей технологии пайки на современную.
Повышая температурный напор, можно уменьшить площадь конденсатора, но это ведет к большим эксплуатационным расходам, поскольку рост температуры конденсации на 1 К увеличивает расход электроэнергии приблизительно на 3 %. С другой стороны, при уменьшении Δtкд с 15 до 8 К конденсатор с теплопроизводительностью 300 кВт окупится в течение года.
При современном соотношении цены электроэнергии и теплообменного аппарата, а также общей тенденции на увеличение стоимости энергоносителей необходимо обратить серьезное внимание на выбор размера конденсатора. При подборе конденсатора с воздушным охлаждением следует придерживаться критериев, отличных от общепринятой рекомендации, согласно которой температура конденсации должна быть выше температуры окружающей среды на 10...20 K. Наиболее целесообразно ограничить верхнюю границу рекомендованного Δtкд значением 10 K, а нижнюю определять на основании технико-экономического расчета, отдавая предпочтение конденсаторам с большой площадью поверхности теплообмена.
Не менее важным фактором является выбор температурного напора в воздухоохладителе (ВО). Обычно температуру в охлаждаемой камере задает технолог. Существуют четыре стандартных температурных условия SC согласно требованиям EN 328. Как видно из энтропийно-статистического анализа, энергетические потери в холодильных установках зависят не только от температурных режимов работы, но и от хладагента и холодильного цикла, что не учитывается в этих требованиях. В одноступенчатом цикле с рабочим веществом R404А для поддержания температуры в камере –25 ˚С при температуре конденсации tк = +45 ˚С, адиабатном КПД КМ ηад = 0,65, перегреве в воздухоохладителе Δtп = 7 К, увеличивая температурный напор с рекомендуемого 6 до 10 К, можно уменьшить площадь воздухоохладителя, но следует учитывать, что холодильный коэффициент в этом случае упадет на 9,6 % [3], а удельная объемная холодопроизводительность уменьшится на 17,4 %, т.е. придется применять компрессор большего типоразмера. Уменьшение рекомендуемого температурного напора в воздухоохладителе с понижением температуры кипения вызвано резким уменьшением удельной объемной холодопроизводительности хладагента при низких температурах кипения. Выбор температуры кипения – дело серьезное, поскольку, чем ниже давление всасывания, тем хуже возвращается масло из системы в компрессор. При вакууме в кожухе герметичного компрессора возможен пробой электрической изоляции статора. При этом увеличивается степень сжатия в компрессоре (необходимо следить, чтобы температура нагнетания не превышала 135 ˚С).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Шишов В.В. Энтропийно - статистический анализ холодильных циклов для систем кондиционирования // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. Машиностроение. 2012. № 8. С. 143–156. [Спец. выпуск.]
2. Шишов В.В., Талызин М.С. Повышение энергоэффективности холодильных установок при уменьшении температурного напора в конденсаторах с воздушным охлаждением // Теплоэнергетика.2015. №9. С. 1–4.
3. Шишов В.В. Рекомендации по температурным напорам //Холодильная техника. 2014. № 9. С. 41.
Автор: к.т.н. Шишов В.В., доцент кафедры Э4 «Холодильная и криогенная техника, системы кондиционирования и жизнеобеспечения» МГТУ им. Н.Э. Баумана
