Анализ энергетической эффективности систем осушки воздуха для климатического и технологического кондиционирования тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Макатов Кирилл

• Макатов Кирилл
• кандидат наук
• 2025

Оглавление диссертации кандидат наук Макатов Кирилл

Реферат

Synopsis

Введение

Глава 1. Развитие кондиционирования воздуха с использованием осушителей

1.1Влагопоглощающие материалы

1.2 Общие сорбенты и их свойства

1.3 Прогресс в области твердого влагопоглощающего кондиционирования воздуха

1.4 Принцип работы роторного влагопоглотителя

Глава 2. Анализ методик для расчета характеристик воздуха после прохождения адсорбционного ротора

2.1 Входные параметры

2.2 Классификация методик расчета

2.3 Описание методик

2.3.1 Методики Комино

2.3.2 Методики Беккали

2.3.3 Методики Руиво

2.3.4 Методики Де Антонеллис

2.3.5 Итоговая таблица

2.4 Сравнительный анализ методик расчёта параметров воздуха после адсорбционного ротора

2.5 Верификации расчётной методики с экспериментами

2.5.1 Описание экспериментального стенда

2.5.2 Методология проведения экспериментов

2.5.3 Измерительное оборудование

2.5.4. Погрешности измерений и расчётов

2.5.4 Сопоставление экспериментальных данных с расчётными методиками

2.5.5 Оценка повторяемости и воспроизводимости измерений

Глава 3. Введение нового определения эффективности влагопоглощающих колес

3.1 Существующие показатели энергетической эффективности и их ограничения

3.1.1 Коэффициент EER и стандартный COP охлаждения

3.1.2 Сезонные показатели эффективности (ESEER, SEER, SLEER)

3.1.3 Тепловой и электрический коэффициенты для десикантных систем (TCOP и ECOP)

3.1.4 Осушающая способность и производительность по влаге (MRC)

3.1.5 Ограничения классических показателей в адсорбционных и гибридных системах

3.2 Коэффициент эффективности осушения воздуха (DEF)

3.3 Анализ различных конфигураций систем осушения воздуха с твердыми влагопоглотителями

3.4 Сравнительный анализ БЕЕ и традиционных показателей (СОР, ЕЕЯ, ТСОР, ЕСОР)

Глава 4. Структура энергозатрат в системах осушки воздуха

4.1 Конденсационное осушение

4.2 Адсорбционное осушение

4.3 Нагрев/охлаждение воздуха после осушения

4.4 Суммарные энергозатраты на осушение

4.5 Регенерация ротора с использованием теплоты конденсации

Глава 5. Разработка и экспериментальные исследования энергоэффективной системы технологического кондиционирования

5.1 Обоснование схемного решения системы технологического кондиционирования с комбинацией использования различных методов осушения

5.2 Методика проведения экспериментов и оснащение установки

5.3 Расчёт нового коэффициента DEF по экспериментальным данным

5.4 Сравнение с теоретическими оценками и показателями из литературы

Заключение

Список литературы

Список иллюстративного материала

Тексты публикаций

Реферат

Общая характеристика диссертации

Актуальность темы.

В современных системах вентиляции и кондиционирования воздуха вопрос эффективного удаления влаги из обрабатываемого воздушного потока выходит на первый план в связи с несколькими объективными факторами. Во-первых, традиционные парокомпрессионные установки при глубокой осушке требуют понижения температуры воздуха ниже точки росы, что сопровождается значительными энергозатратами на последующий подогрев и сопровождается использованием большого количества гидрофторуглеродных хладагентов. Во-вторых, в условиях глобального роста энергопотребления на оборудование для поддержания микроклимата (до 20-40 % от общего электропотребления зданий в жарких регионах) поиск технологий, позволяющих снизить нагрузку на электросеть и уменьшить углеродный след, становится принципиальной задачей современной теплоэнергетики.

Адсорбционные (десикантные) системы кондиционирования воздуха, основанные на поглощении влаги твердыми или жидкими сорбентами, позволяют осуществлять независимый контроль влажности без глубокого охлаждения воздуха, сокращая потребление электричества и исключая применение ХФУ. За последнее десятилетие в мировой литературе представлено множество исследований по совершенствованию конфигураций гибридных систем - сочетанию десикантных роторов с испарительными охладителями, тепловыми насосами и солнечными коллекторами - направленных на повышение сезонных и электрических коэффициентов энергоэффективности (ESEER, ECOP).

Тем не менее, в большинстве работ отсутствует единая методика комплексной оценки эффективности осушения, учитывающая как энергетические затраты на регенерацию сорбента (тепловую составляющую), так и на последующее кондиционирование воздуха (холодильную и

вентиляционную). Систематический обзор существующих корреляционных моделей расчёта параметров воздуха после адсорбционного ротора (Комино, Беккали, Руиво, Де Антонеллис) показал разнородность подходов и ограниченный диапазон применимости каждого подхода.

Таким образом, актуальность данного исследования определяется необходимостью разработки унифицированной методики расчёта энергетических показателей эксплуатации систем осушения с адсорбционными роторами и введения критерия оценки их эффективности, способного объективно сравнивать различные схемные решения в широком диапазоне режимов работы.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Анализ энергетической эффективности систем осушки воздуха для климатического и технологического кондиционирования»

Цель работы.

Целью работы является разработка энергоэффективных устройств для осушения воздуха в системах вентиляции и кондиционирования воздуха.

Задачи работы.

1) Анализ существующих расчетных методик, описывающих процессы адсорбционного осушения воздуха в условиях работы систем вентиляции и кондиционировании;

2) Разработка методики расчета энергетических показателей эксплуатации систем осушения воздуха;

3) Обоснование критериев эффективности многоэтапных процессов осушения воздуха на основании сравнительного анализа схемных решений;

4) Совершенствование систем осушения воздуха на основе разработки новых схемных решений;

5) Верификация расчетной методики на основании экспериментального исследования.

Научная новизна работы.

Разработка методики оценки энергетической эффективности систем осушения воздуха адсорбционного, конденсационного и гибридного, позволяющая сравнивать конкурирующие решения в широком диапазоне

условий эксплуатации.

Теоретическая и практическая значимость работы

Выполнено методическое обобщение процессов осушения воздуха для адсорбционных, конденсационных и гибридных схем, что привело к формированию единой методики расчёта энергетических показателей и введению коэффицента DEF, учитывающего одновременно влагоудаление и тепловые энергозатраты. Это устраняет разрыв между традиционными показателями и гибридных систем, обеспечивая сопоставимость различных схем во всём диапазоне режимов. Теоретические положения дополняются проработкой схемного решения гибридного осушителя с двухконтурным тепловым насосом, что расширяет базу для последующего анализа и оптимизации.

Результаты оформляются в виде методических указаний по расчёту и подбору осушительного оборудования под заданные температурно-влажностные параметры, что напрямую применимо в инженерной практике. Предложенное совместное использование базовой методики Де Антонеллиса и критерия DEF служит прикладным инструментарием для инжиниринговых компаний, занимающихся гибридными системами кондиционирования; доступная экспериментальная установка и полученные зависимости упрощают параметризацию и валидацию при внедрении.

Положения, выносимые на защиту.

1) Результаты анализа методик расчета, основанных на математических моделях, процессов адсорбционного осушения воздуха в роторном осушителе.

2) Приведенный критерий эффективности многоэтапных процессов осушения воздуха.

3) Методика анализа эффективности комбинированных процессов конденсационного и адсорбционного осушения воздуха.

4) Схемное решение гибридного конденсационно- и адсорбционного осушителя воздуха с двухконтурным тепловым насосом.

Апробация работы.

Основные положения и результаты работы обсуждались и докладывались на: XIII Всероссийский конгресс молодых ученых (КМУ), Пятьдесят третья (LIII) научная и учебно-методическая конференция Университета ИТМО (ППС), XI Международная научно-техническая конференция "Искусственный холод в XXI веке", XII Конгресс молодых ученых, Пятьдесят вторая (LII) научная и учебно-методическая конференция Университета ИТМО, XI Конгресс молодых ученых 2022 года, Пятьдесят первая (LI) научная и учебно-методическая конференция Университета ИТМО.

Достоверность научных достижений.

Выводы опираются на сочетание теоретического моделирования и экспериментальных исследований с обязательной верификацией расчётно-теоретических и измеренных данных; выбор базовой методики обоснован и подтверждён сравнительным анализом и проверкой на установке. Корректность обсуждаемых показателей подтверждается расчётом DEF по экспериментальным рядам и согласованностью с традиционными метриками; результаты прошли апробацию на профильных конференциях и опубликованы в рецензируемых изданиях, включая издания из перечня ВАК и публикацию в Scopus, что обеспечивает независимую экспертную оценку.

Внедрение результатов работы.

Полученные наработки подготовлены к практическому внедрению в трёх формах:

1) Методические указания и алгоритмы подбора/оценки, основанные на DEF, для применения в проектных организациях;

2) Схемное решение гибридной установки с двухконтурным тепловым насосом как основа для проектирования и опытно-промышленной работы;

3) Интеграция показателя DEF в программные и учебно-методические модули, включая последующее расширение под новые типы схемных решений. Тем самым обеспечивается перенос результатов из исследовательской области в

инженерную практику и образовательную среду.

Публикации.

По теме работы опубликовано 7 печатных работ, в том числе в рецензируемых научных изданиях, входящих в список, рекомендованных ВАК -3, а также в международную базу Scopus - 1.

Структура и объём диссертации.

Работа состоит из введения, шести глав, заключения, списка использованных источников. Работа изложена на 106 страницах, включая 32 рисунка и 13 таблиц. Список использованных источников состоит из 79 наименований, в основном работы зарубежных авторов, нормативные документы и электронные ресурсы.

Содержание работы

Введение

Современные системы вентиляции и кондиционирования сталкиваются с острой проблемой эффективного удаления влаги из воздуха. Традиционные парокомпрессионные кондиционеры вынуждены охлаждать воздух ниже точки росы для конденсации избыточной влаги, а затем повторно подогревать его до комфортной температуры. Это требует значительных затрат электроэнергии и сопровождается использованием хладагентов, негативно влияющих на окружающую среду. С ростом потребности в кондиционировании доля энергопотребления на поддержание микроклимата достигает 20-40% от общей электроэнергии зданий. Поэтому поиск энергоэффективных и экологичных технологий осушения воздуха крайне актуален.

Глава 1. Развитие кондиционирования воздуха с использованием осушителей

Адсорбционные системы предлагают альтернативу: они используют твёрдые или жидкие влагопоглотители для удаления влаги без глубокого охлаждения воздуха. В таких системах вращающийся адсорбционный ротор поглощает влагу из проходящего воздуха, а для регенерации применяются

тепловые источники. Это позволяет избежать использование большого объема хладагентов и снизить электропотребление, особенно если тепло для регенерации берётся из возобновляемых или вторичных источников. За последние десятилетия разработан ряд гибридных систем кондиционирования -комбинированных схем с адсорбционными роторами: адсорбция в них сочетается с испарительным охлаждением, тепловыми насосами, солнечными коллекторами и др. Такие гибриды нацелены на повышение энергоэффективности по электрическим и сезонным показателям (EER, COP, ESEER, ECOP и др.).

Несмотря на значительный прогресс, остаются нерешёнными задачи комплексной оценки эффективности. Отсутствует единая методика, учитывающая оба ключевых компонента энергозатрат - тепловую энергию на регенерацию сорбента и электрическую энергию на последующее охлаждение и транспортировку воздуха. Традиционные показатели, например, COP охлаждения или осушающая способность, не позволяют прямо сравнивать системы, в которых используются разные принципы осушения. Кроме того, существующие исследования гибридных схем чаще фокусируются на отдельных узлах или режимах, без целостного учёта тепло- и массообмена на всех этапах процесса - от предварительного осушения охлаждением до регенерации ротора с рекуперацией тепла. Эти пробелы легли в основу целей данной работы.

Глава 2. Анализ Методик для расчета характеристик воздуха после прохождения адсорбционного ротора

Все методы позволяющие предсказать состояние воздуха на выходе из адсорбционного ротора по известным параметрам на входе можно разделить на две группы: одни прямо вычисляют влагосодержание d и температуру T воздуха после ротора, другие - выходную энтальпию h и относительную влажность ф. В обоих случаях исходными входными параметрами выступают состояние обрабатываемого потока перед ротором и состояние воздуха, идущего на регенерацию сорбента. Также влияет отношение расходов воздуха в каналах

осушения и регенерации.

Комино с соавторами предложили упрощённые модели первого порядка и второго порядка для низкотемпературных адсорбционных колес. Методика первого порядка, представляет собой регрессионную модель: выходные Т и d выражаются линейной комбинацией входных параметров и их произведений. Например, температура на выходе ротора рассчитывается суммой членов с коэффициентами, определёнными по экспериментальным данным, аналогично рассчитывается влагосодержание. Табличные значения коэффициентов ai и Ы приведены для конкретного ротора. Эта модель достаточно точно интерполирует данные при ограниченном числе экспериментальных точек, что делает её удобной и быстрой для инженерных расчётов. Методика второго порядка учитывает нелинейные эффекты - она включает квадратичные члены или более сложные зависимости и требует большего объёма данных для настройки модели. Зато такая модель точнее описывает поведение ротора при различных режимах, учитывая взаимодействие параметров. Например, влияние температуры входного воздуха на эффективность влагопоглощения при разных влажностях. Выходные условия температуры и влагосодержания в методике вычисляются по более сложным формулам с дополнительными коэффициентами, значение которых также получено регрессионным методом для заданного ротора.

Беккали разработал серию эмпирических зависимостей, в основе которых - данные производителей адсорбционных колес и цель упростить инженерные расчёты. Его методика 3 предназначена для колес с силикагелевым сорбентом: она напрямую дает формулы для относительной влажности фвых и энтальпии Ивых осушенного воздуха. Затем, используя эти ф и ^ можно определить d и Т воздуха на выходе по психрометрическим соотношениям, либо решив уравнения влажного воздуха. Методика 4 аналогична, но для ротора с хлоридом лития: меняются эмпирические коэффициенты в формулах расчёта энтальпии, отражая более высокую эффективность LiQ при поглощении влаги в условиях высокой относительной влажности. Методика 5 - ещё одна корреляция для

силикагелевого ротора, практически не отличающаяся по форме от методики 3. Таким образом, методики 3-5 охватывают базовые случаи для разных сорбентов при условии, что расходы воздуха на осушение и регенерацию равны.

Далее, Беккали совместно с коллегами предложили модификации своих моделей для случая несимметричных потоков воздуха, когда расход воздуха на регенерацию больше расхода на осушение. Введён параметр а - отношение расходов регенерационного и технологического потоков. Методика 12 представляет улучшенную модель для силикагелевого ротора при а > 1: сначала вычисляются относительная влажность и энтальпия по базовой методике 3, затем вводятся поправочные коэффициенты для учёта а, и пересчитываются скорректированные фвых и hвых. Аналогично построены методика 13 - для LiQ-ротора и методика 14 - для ещё одного варианта силикагелевого ротора. Эти модели расширяют область применимости корреляций Беккали на случаи, когда доля воздуха, проходящего через ротор для регенерации, превышает расход основного потока.

Руиво и соавторы предложили подход, основанный на понятии эффективностей по влаге и теплу ротора. В их методике 6 производительность адсорбционного колеса оценивается парой безразмерных коэффициентов: пф -эффективность осушения по относительной влажности и ^ - эффективность по энтальпии. Эти коэффициенты зависят от конструкции ротора и условий работы и определяются по экспериментальным кривым либо данным производителя. Выходные параметры рассчитываются через эти эффективности, применённые к разности между входными и теоретически предельными значениями относительной влажности и энтальпии. Методика 7 и 8 у тех же авторов -аналогичные корреляции для других коммерческих роторов: они приводят другие пары п. Методика 9 усложняет подход: учитывается влияние скорости вращения ротора. Здесь эффективности п уже не постоянны, а зависят от безразмерных критериев, включающих число оборотов. Это позволяет предсказать изменение производительности при изменении скорости ротора.

Де Антонеллис с коллегами разработали наиболее универсальную модель на основе эффективностей ^ и ПФ, но учли зависимость этих эффективностей от всех основных параметров: температуры и влажности на входе, отношения расходов и скорости вращения ротора. В их работе адсорбционный ротор испытан в широком диапазоне условий, и на основе анализа получены полиномиальные зависимости для коэффициента эффективности энтальпии и коэффициента эффективности относительной влажности. Кроме того, в методике Де Антонеллис приведено уравнение для оценки аэродинамического сопротивления ротора через расход воздуха и свойства воздуха. Эта методика примечательна тем, что в ней предпринята попытка унифицировать предсказание работы ротора для различных режимов, включив максимальное число факторов.

Авторы методики 10 также адаптировали её для других сорбентов. Например, для цеолитового адсорбента они упростили общие формулы под конкретные условия: случай равных расходов воздуха, постоянной скорости вращения и равной начальной влажности потоков.

Далее требуется сопоставить рассмотренные методики между собой и с экспериментальными данными. Для трёх характерных режимов работы (низкая, средняя и высокая температура регенерации - 40 °С, 60 °С, 80 °С) были рассчитаны выходные параметры воздуха по методикам Комино, Беккали, Руиво и Де Антонеллис. Построены зависимости и проведен анализ графиков. Была выбрана методика Де Антонеллис: она продемонстрировала минимальное отклонение расчетных Т и d от экспериментальных во всех рассмотренных режимах.

Для подтверждения работоспособности выбранной модели проведена серия экспериментов. Создан лабораторный стенд с адсорбционным ротором; измерительные датчики установлены на входе и выходе ротора по обоим потокам. Параметры воздуха - температура Т и относительная влажность ф -регистрировались с частотой 1 Гц, по ним вычислялось влагосодержание ^ Для

каждого испытания ротор приводился к стационарному режиму, затем в течение около 20 минут собирались данные при устойчивой работе. Далее полученные экспериментальные кривые Tout и dout сравнивались с расчетом по методике Де Антонеллиса при тех же начальных условиях. На рисунке 1 показана динамика температуры воздуха на выходе из адсорбционного ротора.

Видно, что после начального прогрева ротора расчетная и измеренная температуры сходятся и остаются близкими друг к другу. Аналогично, рисунок 2 иллюстрирует изменение влагосодержания воздуха: модель адекватно предсказывает как общий уровень осушения, так и колебания d во времени.

38

31 30

0:00 0:05 0:10 0:15 0:20 0:25

Время эксперимента, мин -Расчетная температура на выходе из ротора, осушение

-Экспериментальная температура на выходе из ротора, осушение

Рисунок 1 - Динамика температуры воздуха на выходе ротора: экспериментальные данные и

расчёт по методике

10,0 9,5

8,0 7,5 7,0

0:00 0:05 0:10 0:15 0:20 0:25

Время эксперимента, мин -Экспериментальное влагосожержание на выходе из ротора, осушение

-Расчетное влагосодержание на выходе из ротора, осушение

Рисунок 2 - Динамика влагосодержания воздуха на выходе ротора: эксперимент и расчёт

Количественно, расхождение между расчетом и экспериментом по температуре составило не более ~0,5 °C, а по влагосодержанию - порядка 0,30,5 г/кг, что находится в пределах погрешности измерений. Таким образом, выбранная методика расчёта воздушных параметров после ротора подтверждена экспериментально с высокой точностью. Это позволило использовать её при анализе энергозатрат и эффективности системы осушения в последующих главах.

Глава 3. Введение нового определения эффективности влагопоглощающих

колес

При анализе систем кондиционирования и осушения воздуха традиционно используются различные показатели энергетической эффективности, отражающие соотношение между получаемым охлаждающим эффектом и расходуемой энергией. К таким показателям относятся коэффициент полезного действия (COP), энергетический коэффициент эффективности (EER), а также их модификации с учётом сезонных условий (SEER, ESEER, SLEER). Кроме того, для адсорбционных систем осушения предложены специальные критерии, такие как тепловой коэффициент полезного действия (TCOP) и электрический коэффициент полезного действия (ECOP), а также показатель

производительности по влагоудалению (MRC). Рассмотрим подробно эти показатели и почему их прямое применение затруднено в адсорбционных и гибридных системах осушения воздуха.

Одним из базовых показателей эффективности охлаждающих систем является коэффициент энергетической эффективности EER (Energy Efficiency Ratio). Он представляет собой отношение холодопроизводительности установки к потребляемой ею электрической мощности при фиксированных стандартных условиях. Иными словами, EER показывает, сколько киловатт холода система обеспечивает на каждый киловатт затраченной электроэнергии. Чем выше EER, тем эффективнее система превращает электроэнергию в холод. Данный показатель широко используется для быстрой оценки энергоэффективности кондиционеров и холодильных машин. Однако EER характеризует эффективность лишь при одном наборе условий и нагрузки и не отражает сезонных изменений условий эксплуатации. В реальных условиях температура наружного воздуха и требуемая холодопроизводительность меняются в течение года, поэтому для более полной оценки эффективности вводятся сезонные показатели.

В Европе распространен показатель ESEER (European Seasonal Energy Efficiency Ratio), рассчитываемый по стандартам Eurovent. ESEER отражает среднегодовую эффективность работы охлаждающей установки при различных частичных нагрузках. Его вычисляют как средневзвешенную сумму значений EER при нескольких типичных уровнях нагрузки. ESEER более точно отражает реальную работу установки в течение сезона, учитывая, что большую часть времени оборудование работает на частичной нагрузке. Аналогичным образом вводится SEER (Seasonal Energy Efficiency Ratio) - сезонный коэффициент эффективности, определяемый как отношение общей произведенной холодовой энергии за сезон к общей потребленной электроэнергии за тот же период. SEER предоставляет интегральную оценку эффективности оборудования за длинный период и широко используется при сравнении разных моделей кондиционеров

по уровню энергоэффективности в сезонном аспекте.

Для учета конкретных климатических условий вводится локальный сезонный показатель SLEER (Seasonal Local EER). Формула его расчета аналогична SEER, но суммирование производится на основе данных конкретного региона (например, с учетом местного климатического профиля температуры наружного воздуха). Таким образом, SLEER позволяет оценить эффективность оборудования применительно к условиям эксплуатации в заданном географическом районе.

Использование сезонных коэффициентов (ESEER, SEER, SLEER) обеспечивает более объективную и полную оценку эффективности традиционных парокомпрессионных систем охлаждения по сравнению с разовым показателем EER. Они учитывают не только номинальные условия, но и колебания нагрузки и температуры в течение всего периода эксплуатации. Однако все перечисленные показатели были разработаны для систем охлаждения, основная цель которых - снятие чувствительной тепловой нагрузки. В них не уделяется отдельного внимания влагоудалению, и они оперируют только параметрами холодопроизводительности и электрического энергопотребления. Поэтому при рассмотрении систем осушения воздуха, особенно адсорбционных и гибридных, указанные показатели имеют ограниченную применимость: они не отражают напрямую способность установки удалять влагу из воздуха и не учитывают тепловую энергию, затрачиваемую на регенерацию адсорбента.

В адсорбционных системах осушения воздуха, где для удаления влаги используется влагопоглотитель с последующей регенерацией, выходят на первый план другие аспекты эффективности. Поскольку такие установки потребляют как тепловую энергию, для регенерации адсорбционного ротора, так и электрическую, для вентиляторов, компрессоров охладителей и пр., для их оценки применяются специальные показатели.

Тепловой коэффициент полезного действия (TCOP) характеризует

эффективность использования тепловой энергии в системе осушения воздуха. Он определяется как отношение полезной холодопроизводительности (эффекта охлаждения/осушения) к тепловой энергии, затраченной на регенерацию адсорбционного ротора. Проще говоря, TCOP показывает, насколько эффективно система использует подведенное тепло для удаления влаги и одновременного охлаждения воздуха. Высокое значение TCOP свидетельствует об эффективном использовании тепловой энергии адсорбционного ротора -большая часть подведенного тепла трансформируется в полезный охлаждающий эффект.

На практике, однако, единого подхода к расчету TCOP не существует, что затрудняет сравнение разных систем между собой. В одних работах при вычислении TCOP учитывают только теплоту на регенерацию сорбента, в то время как другие авторы дополнительно включают в Ррег побочные энергозатраты - например, работу компрессора теплового насоса или мощность вентиляторов. Такая разнородность методик приводит к неоднозначности интерпретации значений TCOP и ограничивает его применение в качестве универсального критерия эффективности. Иными словами, два исследователя могут получить разные TCOP для одной и той же системы в одинаковых условиях, если один учёл только подведённое тепло, а другой - и тепло, и работу компрессоров.

Другим распространенным для десикантных систем показателем является электрический коэффициент полезного действия ECOP. Он определяется как отношение полезной холодопроизводительности к потребляемой системой электрической мощности. ECOP оценивает эффективность использования электричества и важен при сравнении вариантов схем с различным электрооборудованием. Однако ECOP не учитывает тепловую энергию на регенерацию ротора. Поэтому система, использующая большое количество тепловой энергии, может показывать высокий ECOP, но при этом суммарная энергозатрата окажется высокой.

Таким образом, TCOP и ECOP в паре описывают эффективность использования тепловой и электрической энергии соответственно, но каждый по отдельности не даёт полной картины. Высокий TCOP может быть достигнут ценой большого потребления электроэнергии, а высокий ECOP - за счет больших затрат тепла. В отдельных случаях приводят еще и совмещенный коэффициент эффективности, например суммарный COP, учитывающий и тепло, и электричество (например, в виде отношения эффекта осушения к суммарным затратам первичной энергии). Однако универсального показателя до недавнего времени не предлагалось: исследователи оперировали либо парой TCOP/ECOP, либо отдавали предпочтение одному из них в зависимости от приоритетов.

При оценке именно эффективности осушения ключевую роль играет способность системы удалять влагу из воздуха. Этот аспект характеризуется показателем осушающей способности, часто упоминаемой как MRC (Moisture Removal Capacity) - производительность по влагоудалению. Производительность по влагоудалению показывает, какое количество влаги система может извлечь из воздуха в единицу времени.

Количественно MRC можно выразить через расход воздуха и разницу в содержании влаги на входе и выходе осушителя.

Важно подчеркнуть, что MRC не является показателем энергоэффективности, а характеризует лишь результат - осушение. Этот показатель часто используют вместе с энергетическими критериями: например, сравнивают системы одинаковой MRC по значениям TCOP/ECOP, либо, наоборот, при одинаковом энергопотреблении смотрят, у кого выше MRC. Но сам по себе MRC не учитывает затрат энергии. Поэтому для комплексной оценки работы осушителя недостаточно знать только его производительность по влаге -нужно учитывать, какой ценой она достигается.

Рассмотренные выше показатели - COP, EER, TCOP, ECOP, MRC -позволяют оценивать разные аспекты эффективности систем

кондиционирования и осушения. Однако применительно к адсорбционным и гибридным системам осушения воздуха ни один из этих показателей в отдельности не дает полного и однозначного представления об эффективности.

Из изложенного видно, что для комплексной оценки адсорбционных и особенно гибридных осушительных систем необходим показатель, учитывающий одновременно и результат (влагоудаление), и затраты разнородной энергии (тепловой и электрической). В литературе по данному вопросу отмечается, что отсутствие единого критерия затрудняет сравнение разных технологий. Именно поэтому в рамках данного исследования предлагается ввести новый коэффициент эффективности, специально предназначенный для систем осушения воздуха с влагопоглотителями.

Был предложен показатель DEF (Dehumidification Efficiency Factor) -коэффициент эффективности осушения воздуха. Он определяется как отношение количества полезной энергии осушения к совокупным энергозатратам на процесс. Под полезной понимается энергия, эквивалентная удалённой из воздуха влаге. Совокупные энергозатраты включают все затраченные потоки - тепло на регенерацию сорбента, работу холодильной машины на удаление влаги конденсацией, а также затраты на подогрев или охлаждение осушенного воздуха до нужной температуры. В простейшем случае формула коэффициента DEF записывается как отношение

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Макатов Кирилл, 2025 год

Литература

1. Осушители воздуха, каталог оборудования [Электр, ресурс], Dantherm. Режим доступа: http://dantherm.in.ua/data/techdoc/Dantherm dehumidifiers 2013.pdf. (Дата обращения: 13.03.2020).

2. I-d диаграмма состояния влажного воздуха [Диаграмма]/ Справочный материал.

3. VDI-Richtlinien. VDI 2089. Blatt 1.07.1994.

4. Компания Heatex AB, НЕАТЕХ select [Электронный ресурс]: Heatex AB. - Версия 502.0 -Электрон, дан. и прогр. - Режим доступа: http://www.heatexrussia.ru/programs.php. (Дата обращения: 25.03.2020).

5. СП 118.13330.2012* Общественные здания и сооружения. Актуализированная редакция СНиП 31-06-2009 (с Изменениями N 1, 2).

6. СП 31-113-2004 Бассейны для плавания. Свод правил по проектированию и строительству бассейны для плавания.

7. Осушение воздуха и воздушное отопление бассейнов с утилизацией тепла, для частных и общественных бассейнов [Электр, ресурс], Frivent. Режим доступа: https://pool-pro.ru/image/info/Frivent-Aquavent.pdf. (Дата обращения: 03.04.2020).

УДК 621.56

ЧИСЛЕННОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОТОТИПА ИННОВАЦИОННОЙ СИСТЕМЫ ПЛИТОЧНОГО ЗАМОРАЖИВАНИЯ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ МИКРОВОЛН

К. Макатов

Научный руководитель — к.т.н., ассистент М.С. Булькран

Университет ИТМО

[e-mail]

Работа выполнена в рамках темы НИР-ФУНД №621284 «Перспективные технологии низкотемпературной обработки и хранения биологических объектов в непрерывной холодильной цепи».

Аннотация

Целью данного исследования является численное моделирование прототипа инновационной системы плиточного морозильного аппарата с использованием микроволн. Преимущество аппарат по сравнению с другими морозильными аппаратам заключается в повышенном качестве замороженных продуктов, которое достигается с помощью использования микроволн. Образцы птичьего мяса замораживают в пространстве между двумя пластинами, в которых кипит хладагент, а между пластинами установлен магнетрон, излучающий микроволны на частоте 2,45 ГГц. Ключевые слова

Плиточный морозильный аппарат, микроволны, кристаллизация, время замораживания продукта, испаритель.

В пищевой промышленности одним из наиболее распространенных методов консервации продукта, является заморозка. При замораживании продукты сохраняют внешние и качественные показатели в течении долгого времени, так как холод снижает скорость химическую и биологическую активность внутри него [1]. Обычно продукт замораживают до средней температуры продукта -18 °С или ниже. Это приводит к кристаллизации большей части воды в продукте.

Качество замороженного продукта, зависит от размеров кристаллов льда. Чем меньше кристаллы, тем меньше они повреждают клеточную структуру тканей продукта. Одним из объяснений этого явления трактуется, как: повреждение происходит из-за фазового расширения воды при переходе в кристаллическую форму. Другим объяснением большей потери влаги из-за более крупных кристаллов льда является меньшая удельная поверхность, что снижает реабсорбцию воды при оттаивании.

Как известно, качество замороженного продукта можно улучшить с помощью более быстрого замораживания, чтобы образовывалось большее количество центров кристаллизации, тем самым уменьшая средний размер кристаллов, но уменьшение времени замораживания увеличивает затраты на энергию. Нахождение оптимального метода заморозки по времени и количеству затрачиваемых ресурсов является перспективной задачей на данный момент времени.

Инновационным направлением процесса заморозки продукта, технологий для уменьшения кристаллов льда, на данный момент является использование ультразвука, магнитных полей, электрических полей переменного и постоянного тока.

Замораживание с помощью электромагнитных волн является одним из наименее изученных процессов, хотя некоторые исследования представили интересные результаты.

XI Конгресс молодых учёных. Сборник научных трудов. Том 2.

В эксперименте 1992 года сообщили о лучшем сохранении структуры продукта и образовании более мелких кристаллов льда в сетчатке кальмара, замороженного контактным методом, с пластиной из меди при температуре 83 К, и дополнительно облучаемый микроволнами на частоте 2,45 ГГц

Анесе и др. в результате эксперимента получили в замороженном мясе свинины уменьшение размеров кристаллов льда и улучшение сохранности цвета продукта. Использовалось криогенное замораживание с помощью азотного распылителя и импульсивная радиочастотная установка, которая испускала микроволны.

Ксантакис и др. обнаружили более мелкие кристаллы льда и снижение степени переохлаждения при импульсном микроволновом замораживании с использованием теплообменника при температуре -30°С. В этом последнем исследовании наблюдались колебания температуры из-за микроволновых импульсов [2].

Одним из важных критериев при разработке морозильного аппарата является выбор метода заморозки продукта. Существует несколько методов заморозки:

• воздушный метод, где используется воздуха как среда, непосредственно воспринимающая теплоту от продукта;

• контактный метод, в которых продукт непосредственно напрямую контактирует с поверхностью, где кипит хладагент;

• погружной метод, с использованием охлаждающей жидкости, в которую погружают продукт;

• криогенный метод, с использованием охлаждающей криогенной жидкостью.

Каждый из методов заморозки имеет свои преимущества и недостатки.

Криогенный метод хоть имеет высокую скорость замораживания и низкое энергопотребление, но требуют большие затраты на расходуемые криогенные вещества. Погружной метод требует дополнительных мер по соблюдению санитарно-гигиенических требований, и таким способом замораживают малый объем продукта. В выборе между воздушным и плиточным методом замораживания, был сделан выбор в пользу плиточного аппарата, так как он является более энергоэффективным методом заморозки [3].

После выбора метода заморозки была сконструирована предполагаемая модель морозильного аппарата с использованием микроволнового излучения (рис. 1).

Рис. 1. Модель плиточного скороморозильного аппарата с использованием микроволнового излучения

Для подбора морозильного оборудования требуется рассчитать суммарный теплоприток: теплоприток от окружающей среды (()огр), при термической обработке (С2оСр) и от микроволнового излучения ((Зсвч).

Для расчета теплопритока от окружающей среды требуется знать сумму теплопритоков, через наружные ограждения, из-за разницы температур (2(20 и сумму теплопритоков, через наружные ограждения из-за действия солнечной радиации (£С)с), но так как установка находится в помещении, данная сумма равна 0. Тогда теплоприток от окружающей среды равен:

Сумма теплопритоков, через наружные ограждения, из-за разницы температур.

где кн - коэффициент теплопередачи через стенку, Вт/(м2,0С); .Р - площадь ограждения, м2; Д1 - разность температур, °С.

С использованием изоляции пенополистирола по 5 см с каждой стороны, был получен теплопритока от окружающей среды, равный 21 Вт.

В морозильном аппарате непрерывного действия теплоприток при термической обработке продукта будет постоянным во время работы. Данный теплоприток можно рассчитать по формуле:

где т - время замораживания продукта, с;

0 - масса замороженного продукта, кг;

Со, С - теплоемкость незамороженной, замороженной части продукта, Дж/(кг-°С); 1пяч - начальная среднеобъемная температура, °С; %> - криоскопическая температура, °С;

1 к- конечная среднеобъемная температура, °С;

Ь - скрытая теплота замораживания продукта, Дж/кг.

Важной составляющей при расчете теплопритока при термической обработке продукта, а именно замораживании, является величина времени. Для определения времени замораживания продукта был выбран аналитический метод. Существует довольно большое число уравнений нахождения времени заморозки. Многие из них выводятся из формулы Планка, представляющей собой решение упрощенного варианта задачи замораживания с фазовым изменением. В данной работе используется формула, которая объединяет формулу Планка для одномерных объектов с поправкой для учета формы замораживаемого объекта. Данное уравнение называется модель Фама [4].

=Ъ(кн-Р-А1),

т -

---+—*

\(ащ ан2У

{

— +

? л К К2

к 2 Ь '

где Е = 1 - коэффициент формы продукта; ДН\, ДТ1 - изменение удельной энтальпии и температуры для периода охлаждения продукта до криоскопической температуры; ЛН2, ЛТ2 - изменение удельной энтальпии и температуры для периода замораживания продукта и дальнейшего охлаждения; И - половина толщины продукта, м Ь =300 Вт/(м2 оС) - коэффициент теплопередачи между хладагентом и продуктом, через плиту; кг- теплопроводность замороженной части продукта Вт/(м-°С).

Изменения удельной энтальпии для периода охлаждения продукта до криоскопической температуры рассчитывается по формуле:

ЛН\ =Рси({,~*Ап)>

где р - плотность продукта, кг/м3; - начальная температура продукта, °С; 1йп - средняя температура замораживания, °С.

Среднюю температуру замораживания для большинства биологических материалов с высоким влагосодержанием можно вычислить с помощью уравнения:

= 1,8+0,263/^+0,105/^,

где Гйп - конечная температура термического центра продукта, °С; и - температура охлажденной среды, °С.

Изменения удельной энтальпии для периода замораживания и дальнейшего охлаждения рассчитывается по формуле:

Ш2=рЬ+рсг(!р,-^п).

Разность температур для периода охлаждения продукта до криоскопической температуры рассчитывается по формуле:

А71= 0,5^.+^)-^.

Разность температур для периода замораживания и дальнейшего охлаждения рассчитывается по формуле:

~ ^а-

В результате расчета время на заморозку продукта от 10 °С до -30 °С составило 36 мин, а теплоприток при термической обработке составит 162 Вт.

Теплоприток от микроволнового излучения примем в соответствии номинальной выходной мощностью магнитрона внутри выбранной микроволновой печи и составит 210 Вт.

После расчета суммарного теплопритока следует выбрать схему холодильной машины. Самой простой схемой холодильных машин является одноступенчатая, с дроссельным вентилем. Она используется в установках малой мощности. Цикл холодильной машины представлены на рис. 2.

где ^км =0,75 - коэффициент подачи.

Для конструирования испарителя важно рассчитать поверхность теплообмена. В зависимости от тепловой нагрузки определяется необходимая площадь испарителя. Требуемую площадь поверхности определяют по формуле [5]:

К =

во

а-е.

где С? - тепловая нагрузка на оборудование, Вт; Эи - средняя логарифмическая разность температур, °С.

Среднюю логарифмическую разность температур можно вычислить с помощью следующего уравнения:

^

1п

^г ^а

При подборе воздушного конденсатора необходимо рассчитать площадь поверхность теплообмена. Ее можно определить по следующей формуле [5]:

Р= <2ь

где (2к - тепловая нагрузка на конденсатор; Кк 80 Вт/(м2 °С) - коэффициент теплопередачи между воздухом и поверхностью труб конденсатора; 0К - средняя логарифмическая разность температур, °С.

Тепловая нагрузка на конденсатор можно рассчитать по следующему уравнению:

<2к=°к(*2~ь),

Среднюю логарифмическую разность температур можно вычислить с помощью следующего уравнения:

а ^¡1

1в\

К ?а2

где Гв1, - температура воздуха в начале и в конце конденсации, °С; 1п - температура конденсации хладагента, °С.

Заключение

В ходе работы был выбран плиточный скороморозильный аппарат, за его простоту реализации в сравнении с погружными и криогенными аппаратами и большую эффективность в сравнении с воздушным аппаратом.

Из продуктов для замораживания была выбрано мясо птицы размером 0,23x0,13x0,036 м с начальной температурой 10 °С. Данный продукт был заморожен до температуры -20 °С.

Чтобы получить данный результат, был рассчитан суммарный теплоприток, который составил 547 Вт энергии, которое потребуется отвести от продукта во время его заморозки, с помощью холодильного цикла. Так же потребуется обшить микроволновую

печь теплоизоляционным материалом - пенополистирол толщиной 5 см с каждой стороны.

В ходе расчета и подбора оборудования, была выбрана температура конденсации хладагента 30 °С и температура испарения -30 °С. Был подобран поршневой компрессор Danfoss MTZ22JC5VE. Испаритель с площадью поверхностью 0,084 м2 и конденсатор с площадью поверхности 1,41 м2.

Литература

1. Бабакин Б.С., Воронин М.И., Семенов Е.В., Бабакин С.Б., Белозеров А.Г., Сучков А.Н. Моделирование процесса замораживания плоских мясных продуктов // Вестник Международной академии холода. 2019. № 1. С. 46-51.

2. Xanthakis Е., Le-Bail A., Ramaswamy Н. Development of an innovative microwave assisted food freezing process // Innovative Food Science and Emerging Technologies. 2014,-V. 26. P. 176-181.

3. Валентас К. Пищевая инженерия: справочник с примерами расчетов / Валентас К. Дж., Ротштейн Э., СингхР. П. / пер. с англ. под общ. науч. Ред. Ишевского A.JI. СПб: Профессия. 2004. 848 с.

4. Эванс Д.А. Замороженные пищевые продукты: производство и реализация / Эванс Дж. А. Пер. с англ. СПб.: Профессия. 2010. 440 с.

5. Данилова Г.Н. Сборник задач по процессам теплообмена в пищевой и холодильной промышленности / Данилов Г.Н., Филаткин В.Н., Щербов М.Г., Бучко H.A. М.: Колосс. 4-е изд. 1995. 303 с.

УДК 697.978

ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПРИМЕНЕНИЯ АКТИВНОЙ ТЕПЛОУТИЛИЗАЦИИ В СИСТЕМЕ ВЕНТИЛЯЦИИ

Муравейников С.С., к.т.н., Сулин А.Б., д.т.н., Никитин A.A., к.т.н., Макатов К.,

ФГАОУ ВО «Национальный исследовательский университет ИТМО» г. Санкт-Петербург

Аннотация: Рассмотрены способы повышения энергетической эффективности систем вентиляции за счет использования утилизированной теплоты вытяжного воздуха. Приведено сравнение различных схем применения активных теплоутилизаторов по показателям обеспеченности и общего снижения энергозатрат. Продемонстрирована методика сравнения относительных капитальных затрат и относительных сроков окупаемости тепловых насосов в составе активных теплоутилизаторов.

Ключевые слова: системы вентиляции; теплоутилизация; тепловой насос; энергоэффективность; окупаемость.

Затраты на эксплуатацию инженерных систем здания являются важной частью непроизводственных издержек предприятия. Системы отопления, вентиляции и кондиционирования обладают наиболее высоким энергопотреблением среди инженерных сетей и мероприятия по модернизации данных систем позволяют достигнуть наибольшего эффекта. В настоящее время доступны различные способы уменьшения энергозатрат на нагрев воздуха в системах вентиляции, большинство из них основываются на использовании теплоты вытяжного воздуха. В последнее время наряду с пассивными системами теплоути-лизации - пластинчатыми рекуператорами и роторными регенераторами, получили распространение системы активной теплоутилиза-ции, основанные на использовании тепловых насосов [6, 7].

Характеристики активных теплоутилизаторов не уступают традиционным пассивным устройствам, однако ввиду высоких капитальных затрат на приобретение теплового насоса, их применение в качестве теплоутилизатора ограничено рядом характерных сценари-

ев.ЕАНР (ЕхИаш^гН^Ритр) сцельюнагреваприточного воздуха применяются в двухнаиболее распространенных конфигурациях (рис. 1). Схема 1 применяется в качестве альтернативы пассивнымтепло-утилизатором в случаях, когда применение последних ограничено требованиями по недопустимости контакта приточного и вытяжного воздуха. Такие требования применяются, например к системам вентиляции объектов здравоохранения и некоторых производственных площадок. Применение теплового насоса в таком случае позволяет избежать необходимости объединения воздуховодов притока и вытяжки в одном вентиляционном агрегате и при этом обеспечить показатели теплоутилизации, не уступающие пластинчатым и роторным устройствам. В агрегатированном исполнении такие схемы находят применение в случаях, когда необходим не только нагрев воздуха в холодный период, но и его охлаждение летом. Отсутствие дополнительных затрат на организацию холодоснабжения в таком случае нивелирует разницу в капитальных затратах между пассивными и активными системами теплоутилизации.

Улица

TAB

испаритель |

ТАП

конденсатор

Группа помещений

ТН

Схема 1

У лица TAB , испаритель 1 1

^"рекуператор"^

ТАП

конденсатор

Группа помещений

ТН

Схема 2

Рисунок 1. Типовые схемы применения активных теплоутили-заторов: TAB - теплообменный аппарат приточной линии; ТАП -теплообменный аппарат вытяжной линии; ПТА — промежуточный конденсатор; ТН- тепловой насос.

Схема 2 представляет собой комбинацию пассивного и активного способов теплоутилизации. Ключевым преимуществом данной схемы является высокий показатель обеспеченности. В отдельных случаях применением данной схемы удается полностью исключить необходимость последующего догрева приточного воздуха в нагрева-

теле. Данная схема на сегодняшний день считается наиболее энергоэффективной, но в тоже время наиболее дорогостоящей и применяется на объектах с ограниченным располагаемым энергоснабжением. Высокие капитальные затраты на приобретение оборудования, реализующего данную схему обусловлены как необходимостью установки пассивного теплоутилизатора, так и высокой стоимостью низкотемпературного теплового насоса. Условия работы последнего при наличии предварительного охлаждения вытяжного воздуха в пассивном устройстве требуют значительного снижения температуры кипения в испарителе для получения достаточного количества тепловой энергии.

Для сравнения показателей различных систем теплоутилизации может быть использован коэффициент возобновляемости, позволяющий оценить степень энергетической эффективности рассматриваемого технического решения:

К =

(¿ту ДМру

1)

где: (^-количество тепловой энергии, полученной в течении года за счет всех средств теплоутилизации, кВт-ч; ДЛ^уЛ - дополнительное потребление электрической энергии потребляемое в течении года для нужд системы теплоутилизации, кВт-ч; Фгод — общее количество тепловой энергии, потребляемое системой вентиляции в течении года, кВт-ч.

Исходные данные для выражения 1 могут быть получены расчетным способом с использованием статистики климатических данных, либо с использованием программных комплексов, применяемых в энергомоделировании. В рамках данного исследования применен расчетный способ. Проведено математическое моделирование среднегодовых эксплуатационных характеристик вентиляционной системы с расходом воздуха 3000 м/ч на притоке и вытяжке, оснащенной активным теплоутилизатором согласно схемам 1 и 2 на рис. 1. Эксплуатация системы смоделирована для климатических условий г. Санкт-Петербурга. Температура приточного воздуха принята 20 °С, температура вытяжного воздуха равна температуре на притоке, влагосодержание вытяжного воздуха принималось равным влагосодержанию наружного воздуха в каждый расчетный период эксплуатации по данным [1]. Характеристики активного теплоутилизатора для схемы 1: минимальная температура кипения 10 = -5°С, тем-

пература поверхности испарителя 1П0В — 0°С, минимальная температура воздуха на выходе из испарителя (.иыб = 2°С, температура конденсации 1К - 35°С.

Характеристики активного теплоутилизатора для схемы 2: минимальная температура кипения = -25°С, температура поверхности испарителя 1|тц = -20°С, минимальная температура воздуха на выходе из испарителя 1:выб = -18°С, температура конденсации 1:к = 35°С, температурная эффективность пассивного теплоутилизатора0т принята постоянной в течении всего года. Номинальная производительность теплового насоса <?та определяется исходя из доступного для утилизации количества тепловой энергии вытяжного воздуха при указанных температурах кипения. Математическая модель оценки среднегодовых показателей изложена в [2]. Описанная модель дополнена методикой учета зависимости температур кипения в испарителе от параметров воздуха на входе и мгновенной фактической нагрузки на основании данных [4] и [5].

Характеристики энергоэффективности данных схем оценены по показателям Кв и коэффициенту обеспеченности характеризующему долю обеспечения тепловой нагрузки на вентиляционную сеть за счет средств теплоутилизации:

_ УТу

□6 QГ0Я 2)

Для исследуемых систем расчетным образом получены следующие результаты: для схемы 1 = 22,64 кВт, = 0,92, К£= 0,724. Для схемы 2 перечисленные показатели зависят в том числе и от значения 0Т. При 0Т = 0,5: 1 = 26,68 кВт, Г02Ё = 1, 0,892; при©т = 0,6: 1 ^ ^ 18,77 кВт, Р^ = 1, кв2,~ 0,913;при ©т - 0,7: 1 = 11,06 кВт,^2е"=1 ,К1"= 0,935.

Из результатов моделирования очевидно, что схема 2 обладает значительно более высокими характеристиками энергоэффективности чем схема 1. Помимо этого для всех трех вариантов применения схемы 2 значение Р^ = 1, что означает отсутствие необходимости дополнительного подогрева воздуха в течении всего периода эксплуатации.

В то же время при рассмотрении стоимости теплового насоса составе схемы и сроков его окупаемости в следует учесть разницу в температурных режимах. Согласно данным [3] при оценке стоимости теплонасосных систем одинаковой производительности с номиналь-

ными температурами кипения -5°С и Гц = -25°С следует принять относительную разницу стоимости на 1 кВт производительности АСгэ=2,82. Приняв за базовую (ДС*0=1) стоимость теплового насоса, применяемого в схеме 1 можно рассчитать отношение первичных затрат на тепловые насосы по выражению:

Д^ота

3)

Без учета затрат на пассивныйтеплоутилизатор для выравнивания сроков окупаемости теплового насоса в схемах 1 и 2 при одинаковой стоимости электричества и теплоносителя на рассматриваемом объекте должно быть соблюдено условие:

Ч 4)

При различающихся стоимости электричества и теплоносителя на рассматриваемом объекте в выражении (4) вместо КБ следует использовать коэффициентучитывающий отношение стоимости электрической и тепловой энергии, доступной на рассматриваемом объекте А:с:

-к-щ?

5)

К.=

год

Несоблюдение равенства (4) свидетельствует о разнице сроков окупаемости решений и в таком случае отношение сроков окупаемости может быть рассчитано как:

АР =

отн

■ К;

6)

Результаты расчета показателей относительной стоимости и относительного срока окупаемости теплового насоса в составе системы, реализующей схему 2 по отношению к схеме 1, приведены в таблице.

Таблица

Значение относительных экономических показателей схемы 2 в сравнении со схемой 1

Характеристики Схема 2, ет = 0,5 Схема 2, ®т = 0,6 Схема 2, ет = 0,7

3,359 2,363 1,392

ДР0ГН при =1 4,138 2,98 1,798

ДР0ТН при кг_ =2 4,987 3,701 2,294

АРотп при кс =3 6,859 5,283 3,39

ДРт при кг =4 14,107 11,447 7,643

Приведенные характеристики наглядно демонстрируют что схема 2 уступает схеме 1 по показателям относительной окупаемости, что ставит под сомнение экономическую целесообразность применения схемы 2 как альтернативы схеме 1 с целью снижения непроизводственных издержек. Следует также отметить, что в приведенных расчетах не учитываются затраты на пассивныйтеплоутилизатор в составе схемы 2. При этом применение схемы 2 является целесообразным для решения задачи снижения общего максимального потребления энергии системой вентиляции в условиях дефицита располагаемых мощностей.

Работа выполнена в рамках гранта Президента Российской Федерации для государственной поддержки молодых российских ученых - кандидатов наук (тема № МК-4773.2022.4).

Литература

1. Климатические данные [Электронный ресурс]. — Режим до-CTyna:http://rp5.ru/, своб.

2. Муравейников С. С., Сулин А.Б, Баранов И.В, Рябова Т.В. Методика оценки эффективности применения систем утилизации теплоты вытяжного воздуха //Вестник международной академии холода. - 2020. - №. 3. - С. 21-26.

3. Ghoreishi-Madiseh S. A., Kuyuk A. F. A techno-economic model for application of geothermal heat pump systems //Energy Procedia.

- 2017. - T. 142. - C. 2611-2616.

4. Yun G. Y., Lee J. H., Kim H. J. Development and application of the load responsivecontrol of the evaporating temperature in a VRF system for cooling energy savings //Energy and Buildings. - 2016. - T. 116.-C. 638-645.

5. Y. Jiang, T.S. Ge, R.Z. Wang, Y. Huang, Jiang Y. et al. Experimental investigation on a novel temperature and humidity independent control air conditioning system-Part I: Cooling condition //Applied Thermal Engineering. - 2014. - T. 73. - №. 1. - C. 784-793.

6. Franco A., Miserocchi L., Testi D. HVAC energy saving strategies for public buildings based on heat pumps and demand controlled ventilation //Energies. - 2021. - T. 14. - №. 17. - C. 5541.

7. Barco-Burgosab J., BrunoaJ.C.,Eickerb U., Saldana-RoblescA.L., Alcantar-Camarena V. Review on the integration of high-temperature heat pumps in district heating and cooling networks //Energy.

- 2022. - T. 239. - C. 122378.