Актуальность применения тепловых насосов большой мощности для систем централизованного теплоснабжения

Тепловые насосы позволяют переносить тепло от более холодного тела к более горячему посредством испарения и конденсации, использовать теплоту практически всех окружающих сред: воды, воздуха, грунта. Теплонасосные установки давно доказали свою эффективность благодаря тому, что передают потребителю в 3 – 5 раз больше энергии, чем затрачивают сами на ее передачу [1-3]. Кроме того, в тепловых насосах используются экологически чистые технологии практически без выбросов вредных веществ в окружающую среду [4,5].

Тепловые насосы малой мощности (до 100 кВт) получили широкое распространение в высокотехнологичных странах мира. Они компакты, надежны, экологичны, работают при низких температурах наружного воздуха зимой, а также способны осуществлять кондиционирование помещений в теплый период года.

Но если бурно развивается рынок маломощных тепловых насосов, то необходимо оценить перспективы применения тепловых насосов большой мощности (до 30 МВт и более) для модернизации и развития систем теплоснабжения. Их преимущества по сравнению с тепловыми насосами малой мощности заключаются в следующем:

· более низкие удельные капиталовложения (на 1 кВт тепловой мощности);

· меньшая занимаемая площадь по сравнению с большим количеством маломощных тепловых насосов;

· более высокие технико-экономические показатели отдельных элементов (например, изоэнтропный КПД компрессора) и теплового насоса в целом.

В нашей стране наиболее крупные парокомпрессионные тепловые насосы с винтовыми компрессорами производят в Новосибирске (ЗАО «Энергия») тепловой мощностью 500 – 3000 кВт (большая мощность достигается за счет объединения блоков по 500 кВт) [3,6], с центробежными компрессорами – в Казани (НПО «Казанькомпрессормаш») тепловой мощностью до 8.5 – 11.5 МВт [7].

В мире наиболее крупные парокомпрессионные тепловые насосы имеют тепловую мощность до 30 МВт с двухступенчатыми центробежными компрессорами [3,7-10]. Для теплоснабжения Стокгольма (Швеция) построена и работает станция тепловых насосов с 6-ю агрегатами общей мощностью 180 МВт. В качестве источника теплоты используется морская вода, в зимний период температура которой опускается до +2 - +4 ºС [10,11]. В Хельсинки (Финляндия) и Осло (Норвегия) работают тепловые насосы на сточных водах [9,10,12]. В летний период они производят одновременно тепло для горячего водоснабжения и холод для кондиционирования крупных торговых и бизнес-центров.

Реализация тепловых насосов большой мощности наиболее эффективна в крупных городах, где большие тепловые и холодильные нагрузки в течение длительного периода, где остро стоит проблема утилизации отходов, в том числе и тепловых, таких как сточные воды [4].

Климатические условия в Санкт-Петербурге, Калининграде являются наиболее близким к скандинавским странам. Также температурные условия атмосферного воздуха в зимний период в северных странах Европы близки к значительной части территории России. В связи с этим географические области применения тепловых насосов в России могут быть существенно расширены [4].

На первом этапе развития систем теплоснабжения на основе тепловых насосов необходимо выбрать наиболее перспективные направления:

· крупные мегаполисы, где остро стоят экологические проблемы (Москва, Санкт-Петербург) [4];

· города, где нет природного газа, где относительно дешевая электроэнергия и используются электрические котлы (Красноярск);

· южные города с круглогодичной потребностью в тепловой энергии (ГВС, отопление, вентиляция) и в холоде (в т.ч. для кондиционирования) (Краснодар, Сочи).

В качестве источников энергии для тепловых насосов могут быть использованы различные среды: морская и речная вода, грунт и грунтовые воды, сточные воды, обратная сетевая вода систем теплоснабжения, уходящие газы котлов и т.д.

Необходимо разработать концепцию применения оптимальных систем с тепловыми насосами для каждого из этих регионов.

В традиционной системе теплоснабжения температура воды в подающем трубопроводе теплового ввода составляет 150 ºС, во вторичной сети 95 ºС, а в сети ГВС 60-70 ºС [1]. Чем выше температура в подающем трубопроводе, тем большее количество тепловой энергии переносится к потребителям тепловой энергии меньшим количеством перекачиваемой воды на большие расстояния.

Но если при сжигании ископаемого топлива в водогрейных котлах с температурой 1000 - 1500 ºС нагревается вода до 100 - 150 ºС, то эксергия топлива снижается в 10 раз.

При отоплении жилых и общественных зданий необходимо поддерживать внутреннюю температуру на уровне 20 – 22 ºС [1,13].

В тепловых насосах реализуется идея перекачки теплоты от низкотемпературного источника, в пределе соответствующем температурным параметрам окружающей среды. В этом случае разность температур источника и потребителя тепловой энергии будет минимальной.

В последние годы достигнут большой прогресс в получении новых строительных материалов с повышенными теплоизоляционными свойствами, разработаны технологии утепления существующих зданий. Во многих странах, включая Россию, пересматриваются нормы потерь теплоты от ограждений и оконных стекол в окружающую среду [4,13], соответственно, снижается требуемая температура теплового источника, например, при отоплении через пол температура подающей воды может составлять 40 – 45 ºС, что выгодно для применения тепловых насосов.

Однако наличие дешевого природного газа в условиях России делает тепловые насосы дорогими и малодоступными из-за относительно высоких капитальных вложений. Это приводит к большим срокам окупаемости. В ближайшей перспективе цены на газ будут расти, и могут выйти на уровень, близкий к мировым ценам, что существенно повысит конкурентоспособность тепловых насосов [2].

Таким образом, развитие систем централизованного теплоснабжения с применением тепловых насосов требует разработки новых принципов и новых нормативов.

Достоинство тепловых насосов заключается также в том, что они могут быть встроены и в существующие системы теплоснабжения. Крупные теплонасосные установки могут «перекачивать» теплоту от источника с температурой 0 – +15 ºС до 70 – 90 ºС.

Одноступенчатые тепловые насосы хорошо работают при нагреве рабочей среды до 60 ºС [6], что ограничивается степенью повышения давления в ступени компрессора не более 7-12 [1]. Для обеспечения более высоких температур нагрева используются двухступенчатые [9,12] или каскадные схемы теплонасосных установок [6]. Переход к более сложным тепловым схемам позволяет повысить коэффициент трансформации тепла теплонасосных установок, но при этом возрастают капитальные затраты.

Расчет теплового насоса на сточных водах

В качестве примера рассмотрим работу теплового насоса с 2-х ступенчатым центробежным компрессором и промежуточным сосудом с тепловой мощностью 17 МВт. На рис. 1 представлена схема такого теплового насоса с температурой в испарителе 3.5 ºС и в конденсаторе 90.1 ºС. В качестве рабочего тела в тепловом насосе используется хладагент R-134a (1,1,1,2-тетрафторэтан CH₂F-CF₃) с температурой 101.08 ºС и давлением 40.603 бар в критической точке, не оказывающий влияния на озоновый слой.

Рис. 1. Тепловая схема высокотемпературного теплового насоса
при использовании тепла сточных вод.

Для выявления взаимосвязи термодинамических параметров во всех точках рабочего процесса (давления P, температуры T, молярного объема V, теплоемкости c_p, энтальпии H и энтропии S) исследуемого хладагента, как реального газа, было применено уравнение состояния Пенга–Робинсона, являющееся одним из наиболее точных в области, близкой к критической точке [14]:

,

где Р – давление (МПа), Т – температура (К), V – молярный объем (м³/кмоль), R = 0,0083144 МПа∙м³/кмоль∙К [кДж/(моль К)], a, b, α - коэффициенты, определяемые на основе термодинамических свойств хладагента в критической точке [15]. Коэффициент сжимаемости Z входит в уравнение состояния реального газа вещества в виде

Изменения значений энтальпии H_P,T [Дж/моль] и энтропии S_P,T [Дж/(моль·К)] для давления P и температуры T при последовательном переходе от одной точки рабочего процесса к другой определялись на основе термодинамических расчетов, алгоритм которых представлен в [15]. Погрешность определения термодинамических параметров в соответствии с указанными алгоритмами по сравнению с табличными данными [16] не превышала 2%.

При расчете двухступенчатого теплового насоса с промежуточным сосудом и двухступенчатым дросселированием расходы хладагента в контурах низкого G_L и высокого давления G_H определяются из энергетического баланса для промежуточного сосуда в адиабатных условиях:

где h₄, h₈ и h₉ - удельные энтальпии [кДж/кг] в рабочих точках процесса 4, 8 и 9 (см. рис.1).

Откуда вытекает отношение расхода хладагента в контуре высокого давления G_H к расходу в контуре низкого давления G_L

где δ – доля пара из промежуточного сосуда по отношению к пару из 1-ой ступени компрессора, тогда 1+ δ – расход пара во 2-ой ступени компрессора. Получаем δ = 0.954.

Энтальпия пара в точке 3, поступающего во 2-ую ступень компрессора высокого давления, определяется из уравнения смешения пара, выходящего из промежуточного сосуда (точка 4) и из 1-ой ступени компрессора низкого давления (точка 2) [17]:

В расчетах процессов сжатия в ступенях компрессора при определении удельных энтальпий h₂ и h₅ изоэнтропный КПД принимался равным 0.75 [11].

Тепловой насос на конденсаторе и охладителе может выдавать тепловую мощность Q_конд = 17000 кВт и нагревать воду с t_гв1 = 58 ºС до t_гв2 = 88 ºС. Расход хладагента в верхнем контуре равен:

Расход хладагента в нижнем контуре:

Потребление механической энергии на привод 1-ой, 2-ой ступени и компрессора в целом равно:

Электромеханический КПД электродвигателя на валу компрессора принимается равным η_эм = 0.98. Потребление электрической энергии на привод компрессора равно:

Коэффициент трансформации тепла определяется по формуле:

При подаче в испаритель охлаждаемой воды в летний период вместо сточных вод, тепловой насос помимо тепла может производить холод для систем кондиционирования, при этом его холодопроизводительность будет равна:

На основе результатов расчета построены диаграммы тепловых процессов (давление P – энтальпия H) и (температура T – энтропия S) и представлены на рис. 2 и 3.

Рис. 2. PH-диаграмма тепловых процессов работы двухступенчатого
теплового насоса на хладагенте R-134a на сточных водах

Рис. 3. TS-диаграмма тепловых процессов работы двухступенчатого
теплового насоса на хладагенте R-134a на сточных водах

Коэффициент трансформации тепла μ = 2.4 получился недостаточно большим, однако нужно учитывать, что специально выбирался вариант расчета теплового насоса с большим диапазоном разности температур хладагента в испарителе и конденсаторе

Δt = t_конд – t_исп = 90.1 – 3.5 = 86.6 ºС,

недоступный для большинства других типов тепловых насосов [6].

Результаты расчета теплового насоса на обратной сетевой воде

В статье [18] рассматривается возможность применение тепловых насосов, использующих теплоту обратной сетевой воды в непосредственной близости от потребителей (на ЦТП, пиковой котельной и т.д.), которая возвращается на ТЭЦ из системы централизованного теплоснабжения [2].

Одним из важных достоинств такой тепловой схемы является снижение температуры обратной воды, что позволит повысить комбинированную выработку электроэнергии на ТЭЦ на тепловом потреблении. Это тем более актуально в связи с тем, что температура обратной сетевой воды постоянно завышается, чему много разных причин, и не только технических. В двух таких разных городах, как Краснодар на юге и Красноярск на северо-востоке, было отмечено превышение температура воды в обратной линии систем теплоснабжения в зимний период над нормативной по тепловому графику на 5-8 ºС.

Для сравнения был проведен расчет рассмотренного выше теплового насоса на тепле обратной сетевой воды. Было принято, что температура хладагента в конденсаторе равна тем же 90.1 ºС, а в испарителе 40 ºС. Часть сетевой воды, поступающая из обратного трубопровода системы теплоснабжения, направляется в испаритель, где охлаждается с 58 до 46 ºС и затем возвращается на ТЭЦ. Вода из обратной линии внутреннего контура системы отопления локального потребителя, направляется в конденсатор теплового насоса и нагревается с 58 до 88 ºС для возврата потребителю.

На рис. 4 представлена PH-диаграмма тепловых процессов, происходящих при работе теплового насоса на обратной сетевой воде.

Рис. 2. PH-диаграмма тепловых процессов работы двухступенчатого
теплового насоса на хладагенте R-134a на обратной сетевой воде

При тепловой мощности конденсатора Q_конд = 17000 кВт потребление электрической энергии на привод компрессора составит N_э = 4050 кВт, а коэффициент трансформации тепла – μ = 4.20.

При определении мест для установки и наиболее эффективной работы тепловых насосов в системе централизованного теплоснабжения необходимо определить приоритетную шкалу их энергетической и экономической эффективности. Для определения такой шкалы наиболее интересной представляется работа [19], согласно которой тепловые насосы должны в первую очередь замещать электрические котлы и водогрейные котлы на органическом топливе и не снижать комбинированную выработку электроэнергии ТЭЦ на тепловом потреблении.

Проблемы разработки и применения тепловых насосов большой мощности

Более 30 лет в нашей стране обсуждается вопрос о целесообразности производства крупных тепловых насосов [5,7,8,20]. Тепловые насосы НТ-8500 и НТ-11500, созданные в 1987 – 1992 годах Казанским заводом компрессорного машиностроения на основе разработок ВНИИхолодмаша [7], не нашли широкого применения по ряду экономических, экологических и технических причин.

Для создания современных тепловых насосов большой мощности необходимо несколько сопутствующих факторов: государственная программа целевого финансирования; законодательство, стимулирующее применение энергосберегающего и экологически чистого оборудования; уровень цен на энергетические ресурсы, вынуждающий потребителей внедрять энергосберегающую технику.

Другим вариантом (не альтернативным) является закупка зарубежного теплового насоса большой мощности для демонстрационного проекта теплоснабжения (например, в Москве, Санкт-Петербурге, Красноярске или Сочи).

В условиях относительно низких цен на природный газ эффективным может стать проект создания теплового насоса с газотурбинным приводом [7,8] и утилизацией тепла в котле-утилизаторе.

Сложность регулирования тепловых нагрузок в течение суток и сезона предъявляет повышенные требования к системам управления тепловым насосом. Современные тепловые насосы позволяют регулировать тепловую нагрузку в диапазоне 10 – 100% благодаря изменению положения регулирующих аппаратов перед ступенями компрессора.

Также могут быть разработаны различные высокоэффективные тепловые схемы теплоснабжения с тепловыми насосами [2,4,6,9,12,18,19] с учетом конкретных условий региона. В отопительный период тепловому насосу выгодно покрывать базовую часть тепловой нагрузки, а кратковременную пиковую нагрузку оставлять электрическому или водогрейному котлу на газе. Эффективность теплового насоса возрастет, если в летний период он будет покрывать одновременно холодильную нагрузку (например, для кондиционирования) и тепловую нагрузку для горячего водоснабжения.

Проблема разработки хладагентов для тепловых насосов, не влияющих на глобальное потепление и озоновый слой

R-134a является хладагентом третьего поколения не влияющим на озоновый слой (ODP = 0), но воздействующим на парниковый эффект с потенциалом глобального потепления GWP = 1340 по сравнению с СО₂.

В настоящее время идут разработки хладагентов 4-го поколения с GWP < 150. Получен хладагент R-1234yf (CF₃-CF=CH₂) [21], являющийся изомером фтористых пропиленов (3,3,3,2-тетрафторпропилен) с GWP = 4 и ODP = 0, основное назначение которого является применение в автомобильных кондиционерах.

Разработана директива ЕС [22], согласно которой с 2011 года все новые модели автомобилей должны использовать хладагенты с минимальным воздействием на глобальное потепление. С 2017 года абсолютно все автомобили должны иметь такие кондиционеры и хладагенты.

Можно предположить, что вслед за хладагентами 4-го поколения для кондиционеров автомобилей перейдут к экологичным хладагентам для стационарных систем кондиционирования, тепловых насосов и холодильных машин.

Хладагент R-1234yf не обеспечивает всех потребностей систем, основанных на принципе трансформации тепла. Для сравнения его критическая температура 96 ºС на 5 градусов ниже, чем у R-134a, следовательно в условиях работы высокотемпературного теплового насоса выбор R-1234yf не будет оптимальным.

Необходимо искать новые хладагенты и доказывать, что они имеют GWP < 150, а также являются нетоксичными, невзрывоопасными.

Таким образом, необходимо найти новые хладагенты 4-го поколения, спрогнозировать и подтвердить их термодинамические свойства, разработать технологии их производства, оценить их энергетическую и экологическую эффективность, как заменителей хладагентов 3-го поколения.

Выводы

1. Расчеты показывают, что высокотемпературные тепловые насосы большой мощности с двухступенчатыми центробежными компрессорами могут обеспечить нагрев горячей воды до 85 - 90 ºС и иметь коэффициент трансформации тепла μ = 2.3 – 2.6 на сточных водах, морской и речной воде, μ = 4.0 – 5.0 на обратной сетевой воде в зависимости от температуры хладагента в испарителе.

2. Необходимо определить наиболее эффективные тепловые схемы с высокотемпературными тепловыми насосами для систем централизованного теплоснабжения в различных регионах России.

3. Необходимо разработать новые хладагенты для высокотемпературных тепловых насосов, не влияющие на глобальное потепление и озоновый слой.

Литература

1. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения. – М.: Энергоиздат, 1981. - 320 с.

2. Фролов В.П., Щербаков С.Н., Фролов М.В., Шелгинский А.Я. Эффективность использования тепловых насосов в централизованных системах теплоснабжения // Новости теплоснабжения. - 2004. - N 7.

3. Горшков В.Г. Тепловые насосы. Аналитический обзор // Справочник промышленного оборудования. 2004, сентябрь-октябрь №2. С. 47-80.

4. Васильев Г.П. Эффективность и перспектива использования тепловых насосов в городском хозяйстве Москвы // Энергосбережение. - 2007. - N 8. - C.63-65.

5. Накоряков В.Е., Елистратов С.Л. Экологические аспекты применения парокомпрессионных тепловых насосов // Изв. РАН. Энергетика. - 2007. - N 4. - С.76-83.

6. Бурдуков А.П., Петин Ю.М. Технология использования геотермального и сбросного тепла предприятиями // Проблемы нетрадиционной энергетики. Материалы научной сессии Общего собрания Сибирского отделения СО РАН.– Новосибирск, 13 декабря 2005 г.-11 с.

7. Калнинь И.М., Савицкий И.К. Тепловые насосы: вчера, сегодня, завтра // Холодильная техника. - 2000. - N 10. - С. 2-6.

8. Проценко В.П. Проблемы использования теплонасосных установок в системах централизованного теплоснабжения // Энергетическое строительство. - 1994. - N 2. - С.29-34.

9. Bailer P., Pietrucha U. Disrtict heating and district cooling with large centrifugal chiller – heat pumps // Proc. 10^th International Symposium on District Heating and Cooling. 3-5 September 2006, Hanover, Germany. – 8 p.

10. Zogg M. History of Heat Pumps. Swiss Contributions and International Milestones. -Oberburg: Process and Energy Engineering CH-3414, Switzerland. 2008. – 114 p.

11. Gabrielii C., Vamling L. Drop-in replacement of R22 in heat pumps used for district heating – influence of equipment and property limitations // International Journal of Refrigeration. – 2001. - Vol. 24. - P. 660-675.

12. Unitop 50FY Type Heat Pump from Friotherm is Upgrading Untreated Sewage of 9.6°C to Heating Energy of 90°C in Oslo. Friotherm, 2003. www.friotherm.com/downloads/ skoyen_e11.pdf.

13. Дмитриев А.Н., Монастырев П.В., Сборщиков С.Б. Энергосбережение в реконструируемых зданиях. М.: Издательство АСВ, 2008. – 208 с.

14. Брусиловский А.И. Фазовые превращения при разработке месторождений нефти и газа. - М.: Грааль, 2002. - 575 с.

15. Уэйлес С. Фазовые равновесия в химической технологии: В 2-х ч. Ч. 1. Пер. с англ. – М.: Мир, 1989. – 304 с.

16. Thermodynamic Proprties of HFC-134a (1,1,1,2-tetrafluoroethane) // DuPont Suva refrigerants. Technical Information T-134a-SI. – 2004. – 30 P.

17. Холодильные компрессоры. Справочник / Бежанишвили Э.М., Быков А.В., Гуревич Е.С. и др. М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. – 280 с.

18. Николаев Ю.Е., Бакшеев А.Ю. Определение эффективности тепловых насосов, использующих теплоту обратной сетевой воды ТЭЦ // Промышленная энергетика. - 2007. - N 9. - С.14-17.

19. Богданов А.Б. Применение тепловых насосов в «большой» энергетике // X всероссийская научно-практическая конференция «Эффективность систем жизнеобеспечения города». Красноярск. 25-26 ноября 2009 года.

20. Быков А.В., Калнинь И.М., Цирлин Б.Л. Перспективы создания крупных турбокомпрессорных машин для теплонасосных установок // Теплоэнергетика. - 1978. - N 4. - С. 25-28.

21. Calm J.M. The next generation of refrigerants – Historical review, consideration, and outlook // International Journal of Refrigeration. – 2008. - Vol. 31. - P. 1123-1133.