VII Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2015

Введение

Успешное экономическое развитие регионов России во многом зависит от использования современных энергоресурсосберегающих технологий на основе нетрадиционных возобновляемых источников энергии (НВИЭ). Использование энергии НВИЭ даёт возможность экономить органическое топливо, снижать загрязнение окружающей среды, удовлетворять нужды потребителей, расположенных как вдали от централизованных систем теплоснабжения, так и вблизи от них, снимая дефицит теплоты при интенсивной застройке. [1]

Наиболее привлекательными представляются НВИЭ, позволяющие полезно использовать огромный потенциал геотермальной энергии, в частности, низкопотенциальной теплоты, аккумулированной верхними слоями грунта на малых глубинах залегания. Так, оцененные на примере Саратовской области приповерхностные геотермальные ресурсы только до глубины 100 м составляют примерно 1,0 – 1,5 млн. т у. т. в год.

Практическое использование этих ресурсов для нужд отопления, горячего водоснабжения и кондиционирования воздуха возможно на основе внедрения современных теплонасосных технологий. [2]

1.Описание, классификация и область применения тепловых насосов

Тепловой насос - термодинамическая установка, в которой трансформированная теплота низкопотенциального источника передается потребителю с более высокой температурой. По принципу действия тепловые насосы подразделяются на два основных типа: парокомпрессионные (ПТН) и абсорбционные (АБТН).

Для привода парокомпрессионного теплового насоса затрачивается электрическая энергия. Принципы действия ПТН аналогичны принципам действия обычного бытового холодильника. Схема парокомпрессионной теплонасосной установки показана на рис. 1.[3]

Рис. 1. Принципиальная схема ПТН

Схема абсорбционного теплового насоса показана на рис. 2.

Рис. 2. Принципиальная схема АБТН:

В отличие от ПТН, в абсорбционных тепловых насосах основным видом потребляемого энергоносителя вместо дефицитной электроэнергии является высокотемпературная (как правило отбросная) теплота. Действие абсорбционной холодильной машины основано на простом принципе: при понижении абсолютного давления снижается температура кипения воды. Поэтому в испарителе, где поддерживается низкое давление, жидкий хладагент (вода) испаряется, отбирая теплоту у охлаждаемой воды или другой рабочей среды, проходящей по змеевику. В следующей части цикла происходит регенерация хладагента для его повторного использования.

АБТН подразделяются на два основных вида - водоамиачные и солевые. В водоамиачных машинах абсорбентом является вода, а хладагентом аммиак. В солевых машинах абсорбентом является водный раствор соли, а хладагентом вода. В мировой практике в настоящее время применяют преимущественно солевые АБТН, в которых абсорбентом является водный раствор соли бромистого лития (H₂O/LiBr).

В АБТН процессы переноса теплоты совершаются с помощью совмещенных прямого и обратного термодинамического циклов, в отличие от парокомпрессионных ПТН, в которых рабочее тело (фреон) совершает только обратный термодинамический цикл.

Сегодня наиболее широко используются ПТН в системах кондиционирования, работающих летом в режиме охлаждения воздуха. При переключении режима такие системы способны обеспечивать и определенную отопительную нагрузку в переходные периоды года. Однако из-за ряда технических сложностей их эксплуатация в зимнем режиме невозможна.

Для зимнего режима имеются грунтовые теплонасосные станции на основе ПТН специальной конструкции. Такие станции успешно работают во многих странах Европы, обеспечивая нужды отопления и ГВС.

Одним из примеров эффективного использования теплонасосной станции для ГВС в нашей стране является многоэтажный жилой дом, построенный в Москве в Никулино-2. В этом здании в качестве низкопотенциального энергоисточника используется как теплота земли, так и утилизируемая теплота удаляемого вентиляционного воздуха. [3]

По оперативным функциям тепловые насосы подразделяются на две основных категории:

• тепловые насосы только для отопления и/или горячего водоснабжения;

• многофункциональные интегрированные теплонасосные системы, обеспечивающие отопление помещений, охлаждение, приготовление горячей воды для ГВС и иногда утилизацию отводимого воздуха. Подогрев воды может осуществляться либо отбором теплоты перегретого рабочего тела после компрессора, либо комбинацией отбора теплоты перегрева с регенерированной теплотой конденсатора.

Использование тепловых насосов в системах горячего водоснабжения (ГВС) представляется сегодня особенно перспективным. Это объясняется тем, что в годовом цикле на ГВС расходуется количество теплоты, соизмеримое с общими затратами теплоты на отопление зданий за отопительный период.

Тепловые насосы, предназначенные исключительно для ГВС, зачастую в качестве низкопотенциального источника используют воздух окружающей среды, но равным образом могут использовать и уходящий вентиляционный воздух. Следует отметить, что постепенно увеличивается предложение тепловых насосов класса "воздух-вода". Такие насосы можно врезать непосредственно в существующие водопроводные системы. [4]

2.Источники низкопотенциальной тепловой энергии

Источники низкопотенциальной теплоты могут быть как естественного, так и искусственного происхождения. Естественными источниками теплоты могут быть:

• теплота земли (грунта);

• подземные воды (грунтовые, артезианские, термальные);

• наружный воздух.

Искусственными источниками теплоты могут выступать:

• удаляемый вентиляционный воздух;

• канализационные стоки (сточные воды);

• промышленные выбросы;

• тепло технологических процессов;

• бытовые тепловыделения.

Таким образом, нас окружает большое количество низкопотенциальных НВИЭ, и тепловые насосы способны наиболее удачным образом реализовывать все имеющиеся потенциалы, превращая их полезную теплоту.

Идеальный низкопотенциальный теплоисточник должен обеспечивать стабильно как можно более высокую температуру в течение отопительного сезона, не быть коррозионно-активным и загрязняющим, иметь благоприятные теплофизические характеристики, не требовать существенных инвестиций и расходов по обслуживанию. В большинстве случаев тип и характеристики источника определяют эксплуатационные, энергетические и экономические характеристики теплонасосной установки.

В качестве источников теплоты в теплонасосных системах небольшой мощности широко используются: наружный и отводимый воздух, почва и подпочвенная вода,а для систем большой мощности применяются морская, озерная и речная вода, геотермические источники и грунтовые воды.[1]

3.Термодинамическая эффективность тепловых насосов

Энергетическая эффективность любых ТН в режиме нагрева оценивается коэффициентом преобразования (трансформации), который представляет собой отношение

 = Q_П /Q_К

где Q_П – произведенная теплота, Вт; Q_К – тепловой эквивалент затраченной мощности, Вт.

Максимальное значение _max, которое теоретически может достигаться в идеальном тепловом насосе (без учета энергетических потерь), оценивается по формуле Карно:

ε_max = Т₂/( Т₂- Т₁),

где Т₂ – температура конденсации хладагента, К; Т₁ – температура кипения хладагента в испарителе, К.

Расчет по этой формуле показывает, что ТН, работающий по идеальному циклу Карно, при температуре кипения, равной среднегодовой температуре окружающей среды 5°С (Т₁=278 К), и температуре конденсации, равной нормативно установленной температуре воды в системе ГВС 55°С (Т₂=328 К), мог бы иметь коэффициент преобразования ε_max = 6,56. Однако реальные коэффициенты преобразования ТН имеют гораздо меньшие значения, так как идеальных тепловых машин не существует.

Для примера на рис. 3 показана распечатка реального цикла ПТН с переохлаждением конденсата, построенного в том же температурном интервале (Т₁=5°С; Т₂=55°С) с помощью компьютерной программы Coolpack.

Рис. 3. Реальный цикл ПТН в ln(p)-h диаграмме состояний фреона R-134a

При построении этого цикла были использованы следующие исходные данные КПД компрессора _1-2= 0,7; температура перегрева паров хладагента перед компрессором t_п= 23°C, температура переохлаждения конденсата t_пк=12,65°C; гидравлические потери давления в элементах фреонового контура: в испарителе P_5-6=0,5 бар; в линии всасывания P_6-1 = 0,3 бар; в нагнетательной линии после компрессора P_2-3 = 0,2 бар; в конденсаторе P_3-4 = 0,5 бар; в жидкостной линии после конденсатора P_4-15 = 0,3 бар.

Обозначения характерных точек этого цикла показаны на схеме рис. 4, а расчетные числовые значения параметров рабочего тела в этих точках представлены в показанной на рис. 5 распечатке результатов расчета.

Рис. 4. Схемареального термодинамического цикла ПТН в ln(p)-h диаграмме	Рис. 5. Расчетные параметры реального термодинамического цикла ПТН, показанного на рис. 3.

Согласно полученным расчетным данным, удельный теплоотвод конденсатора (произведенное количество теплоты, q_п, кДж/кг) определяется разностью энтальпий в точках 3-4 и составляет:

q_п = h₃ - h₄ = 473,933 – 257,593 = 216,34 кДж/кг.

При этом удельная работа компрессора, l_к, кДж/кг, необходимая для реализации данного цикла и определяемая разностью энтальпий в точках 2-1, составляет:

l_к = h₂ – h₁ = 473,933 – 421,724 = 52,209 кДж/кг.

Таким образом, коэффициент преобразования ПТН в данном реальном цикле равен:

 = q_п /l_к = 216,34 / 52,209 = 4,144.

Степень термодинамического совершенства реальных циклов ТН оценивается коэффициентом обратимости, φ, который представляет собой отношение коэффициента преобразования , достигнутого в реальном цикле к максимально возможному значению _max, рассчитанному по параметрам идеального цикла Карно в том же интервале изотерм. В данном случае расчетное значение коэффициента обратимости составляет:

φ =  /_max = 4,144 / 6,56 = 0,632.

Расчетами установлено, что в пределах принятых изотерм испарения и конденсации хладагента R-134a (Т₁= 5°С; Т₂ = 55°С) с учетом соблюдения выбранных температурных перепадов перегрева паров перед компрессором t_п= 23°C и переохлаждения конденсата t_пк=12,65°C, при условии максимального сокращении всех гидравлических потерь до нуля и доведения КПД компрессора до 100%, теоретически может быть достигнуто образцовое значение коэффициента преобразования:

_о = 195,859 / 33,826 = 5,79.

Но даже в этом случае коэффициент термодинамической обратимости, рассчитанный относительно идеального цикла Карно составит не более:

φ_о = _о /_max = 5,79 / 6,56 = 0,883.

Если же мысленно допустить, что при тех же условиях возможно было бы снизить температуру переохлаждения конденсата до теоретического предела:

t_пк= Т₂ – Т₁ = 55 – 5 – 23 =27°C,

то и в этом случае _пр = 216,968 / 33,826 = 6,414, а φ_пр = 6,414 / 6,56 = 0,978.

Все вышеизложенное убедительно доказывает, что для повышения термодинамической эффективности циклов ПТН необходимо сокращать гидравлические потери, повышать КПД компрессора и полезно использовать дополнительную теплоту, получаемую за счет переохлаждения конденсата.

4.Сравнение показателей энергоэффективности ПТН и АБТН

Показатели термодинамического совершенства необходимо учитывать конструкторам при создании новых или совершенствовании существующих типов тепловых насосов. При проектировании же теплонасосных систем для отопления и ГВС на основе серийно выпускаемого стандартного оборудования следует ориентироваться на достижение максимальных коэффициентов преобразования энергии:

 = q_п /l_к = max.

Для любого серийного ПТН с известным значением паспортного КПД компрессора, предназначенного для работы на определенном типе хладагента при рекомендуемой температуре перегрева паров, фактическая величина коэффициента преобразования  существенно зависит от разности между температурой нагреваемой среды на выходе из конденсатора и температурой выбранного низкопотенциального источника теплоты. Чем больше этот перепад, тем ниже эффективность ПТН. В качестве примера на рис. 6 показана такая зависимость для парокомпрессионного ТН на фреоне R-134a.

При расчете данной зависимости были использованы следующие исходные данные: среднегодовая температура грунта t_гр = 8 °C (на глубине, большей 15 м); хладагент R-134a; температура кипения хладагента в испарителе t_и = 5 °C; конечная разность температур в конденсаторе между конденсирующимся хладагентом и нагреваемым теплоносителем Δt_к = 9 °С; КПД компрессора η = 70 %; перегрев паров перед компрессором Δt₁ = 23 °С; переохлаждение конденсата: по первому варианту Δt₄ = 12,65 °С, по второму варианту Δt₄ = 0 °С.

Рис. 6. Зависимость коэффициента преобразования ПТН от разности между конечной температурой нагреваемой воды и температурой грунта.

Выражение для расчета коэффициента трансформации абсорбционных тепловых насосов, основной потребляемой энергией в которых служит высокопотенциальная теплота (как правило отбросной пар), имеет вид

М = Q_П /Q_Г

где Q_П – количество произведенной теплоты, Вт; Q_Г – количество высокопотенциальной теплоты, подведенной к генератору АБТН.

При этом в зависимости от перепада температур между нагреваемой и охлаждаемой средами рекомендуется использовать различные типы АБТН: с одно - или двухступенчатой схемами регенерации раствора; с двухступенчатой схемой абсорбции. Реальные коэффициенты трансформации АБТН по данным пункта (3) приведены на рис. 7.

Рис. 7. Зависимость коэффициента трансформации АБТН от перепада температур между нагретой водой (t_W2) и охлажденной водой (t_S2). 1 – с двухступенчатой схемой регенерации раствора (М = 2,2). 2 – с одноступенчатой схемой регенерации раствора (М = 1,7). 3 – с двухступенчатой абсорбцией (М = 1,35).

Сравнивая кривые коэффициентов преобразования ПТН, показанные на рис. 6, с коэффициентами трансформации АБТН, показанными на рис. 5, можно констатировать, что при одинаковых температурных перепадах ПТН характеризуются более высокими показателями энергоэффективности по сравнению с АБТН.

Однако следует понимать, что такая оценка не является системной, так как не учитывает результирующей топливной эффективности каждой из конкурирующих теплонасосных установок в рамках энергетической цепи, начинающейся от производства первичного энергоносителя, потребляемого ТНУ каждого типа, и заканчивающейся теплотой, передаваемой потребителю. [8]

5. Системная топливная эффективность тепловых насосов

Системная оценка топливной эффективности любых теплонасосных установок должна основываться на совместном учете КПД первичных энергоисточников, генерирующих соответствующие виды энергоносителей, потребляемых данными теплонасосными установками, энергетических потерь при транспортировке и коэффициентов преобразования.

Так, например, для работы ПТН необходима электроэнергия, большая часть которой в нашей стране вырабатывается на тепловых электрических станциях (ТЭС) с КПД, не превышающим η_ТЭС = 0,37÷0,4. Поэтому в первом приближении, пренебрегая потерями электроэнергии при транспортировке, можно определить коэффициент использования топлива для ПТН, как

.

Это значит, что для обеспечения 100% топливной эффективности в системе ТЭС-ПТН необходимо иметь коэффициент преобразования ПТН не меньший, чем  = 1/0,37 =2,7. На основе анализа графика рис. 6 можно ориентировочно оценить предельно-допустимый температурный перепад между конечной температурой нагрева воды и среднегодовой температурой грунта по условиям обеспечения системной топливной эффективности. Согласно этому графику, такое значение  может быть получено при температурном перепаде между нагреваемой водой и низкопотенциальным энергоисточником, не превышающим 58 °С.

Аналогичным образом можно ориентировочно оценить коэффициент использования топлива для АБТН и предельно-допустимый температурный перепад между конечной температурой нагрева воды и среднегодовой температурой грунта по условиям обеспечения системной топливной эффективности АБТН. Так как для работы АБТН необходима высокопотенциальная теплота, которая может вырабатываться в котельных с КПД, не превышающим η_кот = 0,8÷0,85, то

.

При этом для обеспечения 100% топливной эффективности в системе ТЭС-АБТН необходимо иметь коэффициент трансформации не меньший, чем М = 1/0,8 =1,25. Согласно графику рис. 7, такое значение М может быть получено при температурном перепаде между нагреваемой водой и низкопотенциальным энергоисточником, не превышающим 80 °С. Однако, учитывая очень высокую стоимость теплонасосных систем на основе АБТН по сравнению с обычными отопительными котельными равной мощности, при решении вопроса о реальном внедрении таких систем необходимо подробное технико-экономическое обоснование.

Абсорбционные установки могут быть однозначно целесообразными только при работе на утилизируемой теплоте выбросов промышленных предприятий. [3]

6. Анализ климато-геологических особенностей центральных регионов России применительно к использованию геотермальных тепловых ресурсов.

Графики распределения температуры в толще грунта, характерные для летнего, зимнего и двух переходных периодов года, построенные по данным [5,7] применительно к климатическим условиям центральных районов США, показаны на рис. 8.

Рис. 8. Графики изменения температуры грунта

в зависимости от глубины

Из этого рисунка видно, что амплитуда сезонных колебаний температуры грунта практически затухает на глубине от 15 до 18 м. Далее с увеличением глубины устанавливается постоянное значение температуры, составляющее примерно 10 С, вне зависимости от периода года. Для центральных регионов России постоянная температура грунта на той же глубине по разным оценкам составляет порядка 7÷8 С

Тепловые насосы, использующие грунт в качестве низкопотенциального теплоисточника, называются грунтовыми. Однако следует понимать, что это понятие довольно условное, так как один и тот же тепловой насос может быть использован, как для отбора теплоты грунта, так и для отбора теплоты от воды или воздуха. Различие при этом будет заключаться только в конструкции поверхности теплообменника испарителя.

Создание грунтовых теплонасосных станций возможно на основе двух принципиально различных способов отбора геотермальной теплоты – с открытыми и закрытыми контурами.

Способ “открытого контура” заключается в непосредственном использовании теплоты грунтовых вод. Он предусматривает доставку этих вод с глубины на поверхность, использование их теплоты и возврат в пласт. Способ “закрытого контура” заключается в отборе теплоты от твердого грунта при помощи промежуточного теплоносителя, постоянно циркулирующего между расположенным на некоторой глубине грунтовым теплообменником и испарителем теплонасосной станции. В свою очередь системы с закрытыми контурами подразделяются по типу грунтовых теплообменников на горизонтальные и вертикальные.

Принципиальная схема системы автономного теплоснабжения на основе теплонасосной станции с закрытым контуром и вертикальными грунтовыми теплообменниками показана на рисунке 9.

По имеющимся данным закрытые контуры с вертикальными теплообменниками, способные осуществлять отбор геотермальной теплоты с большой глубины, по энергетическим показателям являются наиболее эффективными [6]. Однако их устройство обходится гораздо дороже по сравнению с одинаковыми по мощности контурами на основе горизонтальных грунтовых теплообменников. В то же время, контуры с горизонтальными теплообменниками занимают гораздо большие площади, что может оказаться в некоторых случаях (при высокой плотности застройки) условием, неприемлемым для практической реализации.

Рис. 9. Принципиальная схема системы автономного теплоснабжения

на основе теплонасосной станции с закрытым контуром и двумя вертикальными грунтовыми теплообменниками

(фото из журнала "Geothermische Energie")

Современный отечественный рынок изобилует предложениями от ведущих мировых фирм, производящих различное теплонасосное оборудование. Продукция этих фирм, ориентированная на среднеевропейские климатические условия, широко рекламируется в нашей стране. Однако следует понимать, что использование грунтовых теплонасосных установок (ТНУ) в центральных регионах России проходит в геолого-климатических условиях, существенно отличающихся от среднеевропейских: ниже температуры грунта (например до глубины 10 м, 58 С вместо 1015 С), в 1,52,0 раза больше интегральные характеристики отопительного периода.

Интегральные характеристики принято использовать для совокупной оценки местных климатических особенностей, влияющих на результирующее годовое теплопотребление отапливаемых объектов. Такие характеристики в графической интерпретации представляют собой площади, заключенные между прямыми нормативной температуры внутреннего воздуха отапливаемых помещений и ломаными линиями изменения среднемесячной температуры наружного воздуха в данной местности. На рис. 10 показаны графики изменения среднемесячной температуры наружного воздуха за годовой цикл для Саратова и Осло.

Рис. 10. Среднемесячные наружные температуры и интегральные характеристики отопительного периода городов Саратова и Осло:

Кривая 1 – Саратов; Кривая 2 – Осло.

На этом графике интегральные характеристики отопительного периода для Саратова и Осло выделены заливками разного тона. Интегральные характеристики отопительного периода D_d, Ссут. оцениваются суммой среднесуточных разностей температур внутреннего и наружного воздуха за отопительный период и рассчитываются по формуле

, (1)

где t_в и - средние за отопительный период температуры внутреннего и наружного воздуха,С; Т_о.п - продолжительность отопительного периода, сут.

Для климатических условий г.Саратова D_d,=4950 Ссут. Среднее значение этого показателя по России составляет D_d,=5000 Ссут., а интервал его изменения от 1044Ссут. (Сочи) до 12045 Ссут. (Оймякон) .

Для сравнения аналогичные показатели других стран имеют значения:

Швеция D_d,= 4017 Ссут

Норвегия D_d,= 3600 Ссут.

Германия D_d,= 3163Ссут;

Дания D_d,= 2779 Ссут;

США D_d,= 2700 Ссут;

Приведенные данные свидетельствуют о том, что даже по сравнению с одной из самых северных европейских стран – Швецией, интегральная характеристика отопительного периода Саратовской области, как и всей средней полосы России на 25% выше. По сравнению со среднеевропейским показателем, мало отличающимся от климатической характеристики Германии, интегральная характеристика отопительного периода нашего региона в 1,5 раза выше.

Из представленных данных видно, что для одинаковых объектов суммарная годовая теплопроизводительность отопительной теплонасосной установки в климатических условиях Саратовской области должна быть, как минимум, в 4950/3600 = 1,375 раза больше, чем в климатических условиях Норвегии, и в 1,5 раза выше по сравнению с теплопроизводительностью аналогичных систем в Германии. Кроме того, значительно выше должна быть и установленная мощность теплонасосной системы, которая зависит от расчетной наружной отопительной температуры.

В связи с этим, при использовании в центральных регионах России технологий, основанных на геотермальных тепловых насосах, помимо увеличения установленной мощности, требуется увеличение количества и длины грунтовых теплообменников в расчете на единицу отапливаемой площади. Все это ведет к повышению капитальных затрат в сооружение системы отбора теплоты грунта и увеличению реальных сроков окупаемости грунтовых ТНУ. Следовательно, для внедрения подобных проектов в средней полосе России нужны дополнительные исследования с целью оптимизации параметров тепловых насосов, грунтовых теплообменников и всей системы автономного теплоснабжения, основанной на использовании теплонасосных станций, с учетом реальных геолого-климатических и экономико-ценовых условий, характерных для различных регионов нашей страны. [6,7]

7. Экспериментальный стенд для исследования теплонасосной системы отопления Для исследования фактических характеристик и режимов работы теплонасосной системы отопления с парокомпрессионным ТН на кафедре «Промышленная теплотехника» СГТУ имени Гагарина Ю.А. разработан и создан экспериментальный стенд, схема которого представлена на рис. 11, а фотография - на рис. 12

Назначение стенда. Наглядная демонстрация возможностей преобразования теплоты в обратном термодинамическом цикле и экспериментальное подтверждение эффективности использования энергии низкопотенциальных источников для нужд отопления

Основные технические характеристики: напряжение питания 220 В; номинальная потребляемая мощность 1100 Вт; пусковая мощность 1800 Вт; температура нагреваемой воды до 55 °С; хладагент фреон R22; габариты 2300´1500´550 мм; низкопотенциальный теплоисточник – водопроводная вода с расчетной температурой от + 4 до + 20 °С.

Рис. 11. Принципиальная схема стенда

Рис 12. Фотография экспериментального стенда

На представленном экспериментальном стенде возможно выполнение комплекса 4 следующих учебно-исследовательских работ:

1. Исследование параметров реального цикла и коэффициента преобразования теплового насоса.

2. Исследование коэффициента теплопередачи при нагреве воды в конденсаторе теплонасосной установки.

3. Исследование коэффициента теплопередачи при охлаждении воды в испарителе теплонасосной установки.

4. Исследование теплоотдачи радиаторных секций системы водяного отопления при различных температурных режимах

8. Анализ нерешенных проблем и выбор направления исследования.

В центральных регионах России использование геотермальной системы теплового насоса является весьма трудоемким и капиталозатратным. Поскольку средние затраты на обустройство земляного испарителя для теплового насоса обходятся гораздо дороже, чем в Европе, вследствие различия геолого-климатических условий. Для внедрения подобных систем в России необходим разумный срок окупаемости проекта теплоснабжения, а также небольшие капитальные затраты. Стоимость оборудования грунтового испарителя нередко составляет более половины стоимости самого оборудования теплового насоса. Для повышения рентабельности проектов теплоснабжения, основанных на грунтовых тепловых насосах необходима оптимизации параметров грунтовых теплообменников и всей системы автономного теплоснабжения с учетом реальных геолого-климатических и экономико-ценовых условий, характерных для различных регионов нашей страны.

Для обоснования принципов повышения эффективности отбора геотермальной теплоты необходимо разработать методику расчета интерференции многомерных температурных полей, возникающих в грунте в результате взаимного влияния отдельных веток грунтовых теплообменников различной конфигурации при их взаимодействии с собственным температурным полем поверхностного слоя грунта. При этом следует учитывать возможность промерзания грунта вблизи грунтовых коллекторов и вызванное этим существенное снижение теплосъема. Кроме того, с учетом реальных геолого-климатических условий необходимо разработать систему региональной оценки энергоресурсов и ранжирования потенциалов геотермальной теплоты по максимальному теплосъему с одного погонного метра коллектора.[1]

С позиции сокращения капитальных вложений в сооружение грунтовых коллекторов и улучшения экономических показателей всей теплонасосной системы важен также обоснованный выбор формы, материала и конструкции грунтовых теплообменников. Поэтому для практического проектирования таких теплообменников применительно к геолого-климатическим условиям центральных регионов России необходимо создать прикладную компьютерную программу, основанную на физико-математическом моделировании теплопереноса в приповерхностном слое грунта с теплообменниками различных размеров, формы и направлений заложения.

С целью снижения эксплуатационных расходов, связанных с затратами электроэнергии на привод компрессора, необходимо разработать методику оптимизации всей системы автономного теплоснабжения, включая комплекс мероприятий по теплоизоляции зданий и переходу к низкотемпературным режимам отопления, позволяющим получать максимальные коэффициенты преобразования при эксплуатации теплонасосной установки за счет уменьшения перепада температур теплоносителей в испарителе, соединенном с подземным циркуляционным контуром, и - конденсаторе теплонасосной установки.

С позиции увеличения надежности функционирования грунтовой системы теплоотбора и увеличения срока её службы за счет предотвращения длительного промерзания и сверхнормативного уровня температурных деформаций грунтового теплообменника необходимо рассмотреть комплекс вопросов, связанных с обоснованием возможности снижения нагрузки на грунт (либо путем периодического ввода и вывода из рабочего режима одного из параллельно установленных рабочих коллекторов с целью естественной регенерации соответствующей грунтовой зоны отбора теплоты, либо за счет применения дополнительных энергоисточников, например, техногенного происхождения, в частности, тепловых выбросов приточно-вытяжной вентиляции). [7]

Для улучшения экономических показателей теплонасосной станции рекомендуется в летний период использовать холод, аккумулированный в грунте за отопительный сезон, на прямое охлаждение помещений от скважин, то есть - без кондиционеров, затрачивающих на производство холода электроэнергию. Охлаждение напрямую от скважин или через реверсивный тепловой насос, переключаемый в теплый период года в режим холодильной машины, могут в комплексе обеспечить необходимую охлаждающую нагрузку, включая самые жаркие регионы страны при минимальных затратах электроэнергии.

С целью дальнейшего расширения технологических возможностей теплонасосных систем необходимо оценить перспективы включения в схему автономного теплоснабжения дополнительных элементов, позволяющих использовать различные варианты тепловой поддержки за счет других видов возобновляемых энергоисточников, например, получать дополнительное количество теплоты на горячее водоснабжение в межотопительные периоды с использованием солнечных коллекторов, устанавливаемых на крыше.

Предлагаемые подходы могут быть применены и при внедрении геотермальных технологий для многоэтажных зданий, но тогда, ввиду использования многоскважинного подземного контура, необходимо разработать методику оптимизации поля скважин с учетом имеющегося пространства под застройку и теплового взаимовлияния грунтовых теплообменников, зависящего от расстояний между ними и конфигурации скважинного поля.

Решение комплекса поставленных вопросов необходимо для создания научной и нормативно-технической базы, позволяющей осуществить более широкое практическое внедрение экологически чистого местного источника возобновляемой энергии, разрабатываемого с помощью мелких скважин и обеспечивающего при коротких подсоединениях (снижающих риски, затраты на транспортировку и теплопотери) широкий спектр объектов с любой удаленностью от энергоподводящих магистралей и месторождений органического топлива.[1,2,7]

Выводы:

1. Парокомпрессионные тепловые насосы (ПТН) имеют более высокие коэффициенты преобразования по сравнению с абсорбционными (АБТН), однако для их функционирования необходима дефицитная и дорогостоящая электроэнергия.

2. Использование абсорбционных тепловых насосов, менее эффективных с точки зрения показателей преобразования энергии, но использующих в качестве основного энергоносителя высокопотенциальную теплоту, может быть однозначно целесообразным при работе на отбросной теплоте промышленных предприятий.

3. Системная оценка топливной эффективности ПТН и АБТН должна производиться с учетом КПД первичных энергоисточников, генерирующих соответствующие виды энергоносителей, потребляемых данными теплонасосными установками.

4. Расчетами установлено, что для достижения системной топливной эффективности от использование теплонасосных систем в качестве альтернативных теплоисточников максимальные разности температур между генерируемым энергоносителем и низкопотенциальным теплоисточником не должны превышать: для ПТН – t_max= 58°C (при работе с хладагентом R-134a), а для АБТН -t_max= 80°C (при работе по схеме с двухступенчатой абсорбцией).

5. Сравнительный анализ климато-геологических особенностей Саратовской области с условиями использования теплонасосного оборудования в ряде Европейских стран показал, что суммарная годовая теплопроизводительность отопительных теплонасосных установок для любых объектов Саратовской области должна быть, как минимум, в 1,375 раза выше, чем для тех же объектов в климатических условиях Норвегии, и в 1,5 раза выше по сравнению с теплопроизводительностью аналогичных систем в Германии. Кроме того, значительно большими должны быть и установленные мощности теплонасосных систем, которые зависят от расчетной наружной отопительной температуры.

6. Перечисленные факторы, связанные с климато-геологическими особенностями центральных регионов России, приводят к существенному удорожанию теплонасосных установок и значительному увеличению сроков окупаемости.

7. Для широкомасштабного внедрения теплонасосной техники в энергетический комплекс нашей страны необходимы дополнительные исследования с целью поиска наиболее рациональных схем и инженерных решений, основанных на оптимальных энергетических, топливных и технико-экономических показателях.

Список используемой литературы.

1. Калинин М.И., Хахаев Б.Н., Кудрявцев Е.П. Эффективное использование приповерхностных геотермальных ресурсов в геолого-климатических условиях центральных регионов России // Вестник Ярославского регионального отделения РАЕН. – 2007. – том 1, №1. – С. 20-26.

2. Богуславский Э.И., Певзнер Л.А., Хахаев Б.Н. Перспективы развития геотермальной технологии // Разведка и охрана недр. – 2000. - № 7-8. – с. 43-48.

3. Горшков В. Г., Осипович С. В., Тарасов В. А. Перспективы развития теплонасосной техники в Чувашской Республике. Опыт внедрения. // Энергоэффективность. Опыт. Проблемы. Реше­ния, 2003.

4. Скворцов Л. С. и др. Компрессорные и насосные установки: Учебник для средних профессиональнотехнических училищ / Л. С. Скворцов, В. А. Рачицкий, В. Б. Ровенский. - М.: Машиностроение, 1988. - 264 с

5. Ground Source Heat Pumps – Geothermal Enеrgy for Anyone, Anywhere: Current Worldwide Activity. / Curtis R., Lund J., Sanner B., Rybach L., Hellstrom G. // Proceedings World Geothermal Congress 2005; 24-29 April 2005 Antalya, Turkey. - Antalya, Turkey, 2005. - 9 p.

6. Sanner B., Kohlsch. Examples of Ground Source Heat Pumps (GSHP) from Germany // International Summer School on Direct Application of Geothermal Energy. – Bad Urach, 2001. - P. 81-94.

7. Васильев Г.П. Геотермальные теплонасосные системы теплоснабжения и эффективность их применения в климатических условиях России// АВОК. – 2007. – С. 22-27.

8. Жидович И. С, Трутаев В. И. Системный под­ход к оценке эффективности тепловых насо­сов. // Новости теплоснабжения, 2001.

Код для цитирования: Скопировать