ДОСЛІДЖЕННЯ РОБОТИ ТЕПЛОВОГО НАСОСА В УМОВАХ НИЗЬКИХ ТЕМПЕРАТУР

Дубина, Данило Сергійович

Please use this identifier to cite or link to this item: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7182

Title:	ДОСЛІДЖЕННЯ РОБОТИ ТЕПЛОВОГО НАСОСА В УМОВАХ НИЗЬКИХ ТЕМПЕРАТУР
Authors:	Беспалько, Сергій Анатолійович Дубина, Данило Сергійович
Keywords:	тепловий насос;низькі температури
Issue Date:	30-Jan-2026
Abstract:	Метою роботи є встановлення основних закономірностей процесів утворення та танення льоду на поверхні трубок випарника водяного теплового насоса, що працює при відносно низьких температурах води в непроточному водяному джерелі тепла, та аналіз ефективності роботи теплового насоса при зміні інтенсивності теплообміну в результаті утворення льоду на поверхні трубки випарника. Для досягнення поставленої мети були сформульовані наступні задачі: 1. Експериментальне дослідження процесів утворення та плавлення льоду на робочих поверхнях трубок випарника ТНУ занурених у воду з температурою 280 – 286 К. 2. Визначення часових характеристик процесів кристалізації води і плавлення льоду у випарнику при роботі теплового насоса при низьких температурах джерела води низькопотенційного тепла. 3. Аналіз ефективності роботи теплового насоса при утворенні льоду на трубках випарника. 4. Розробка математичної моделі теплообміну між низькопотенційним джерелом тепла і холодоагентом в трубці випарника при утворенні шару льоду на поверхнях трубки в умовах термогравітаційної конвекції води внаслідок зміни температури і щільності різних її шарів. Об'єктом дослідження є парокомпресійний тепловий насос, що працює в умовах утворення льоду на робочих поверхнях труб випарника з використанням води з температурою нижче 286 К як низькопотенційного джерела енергії. Предметом даного дослідження є процес утворення і плавлення льоду на трубці випарника, зануреної у воду з температурою 280-286 К
URI:	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7182
Appears in Collections:	144 Теплоенергетика (Теплоенергетика)

Files in This Item:

File	Description	Size	Format
дубина робота.pdf Restricted Access		2.52 MB	Adobe PDF	View/Open Request a copy

Show full item record

Extracted text

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра енерготехнологій

„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
_______________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“___” ___ 2025 р.

МАГІСТЕРСЬКА КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА
на тему:
« ДОСЛІДЖЕННЯ РОБОТИ ТЕПЛОВОГО НАСОСА В
УМОВАХ НИЗЬКИХ ТЕМПЕРАТУР »

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
код роботи МКР 25.144.86 ПЗ
Спеціальність 144 - Теплоенергетика

Виконавець роботи:
_________________________ Дубина Данило Сергійович ______________________
(підпис, дата)
Науковий керівник:
_________________Беспалько С.А., к.т.н., доц.__________________________
(підпис, дата)
Рецензент:
____________________________________________________________________
(підпис, дата)

Черкаси, 2025 р.

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра енерготехнологій

„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
________________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“____” _____ 2025 р.

ЗАВДАННЯ
до магістерської кваліфікаційної роботи____ Дубина Данило Сергійович _______________
(прізвище, ім’я та по-батькові студента)
1. Тема «Дослідження роботи теплового насоса в умовах низьких температур»

затверджена наказом ректора університету від “15”вересня 2025 р., № 261/03-03

2. Термін здачі студентом завершеної роботи __12.12.2025____________________________
3. Вихідні дані: Тепловий насос для систем опалення
4. Перелік питань, які повинні бути розроблені в роботі: 1.Експериментальне дослідження
процесів утворення та плавлення льоду на робочих поверхнях трубок випарника ТНУ занурених
у воду з температурою 280 – 286 К; 2.Визначення часових характеристик процесів кристалізації
води і плавлення льоду у випарнику при роботі теплового насоса при низьких температурах
джерела води низькопотенційного тепла; 3. Аналіз ефективності роботи теплового насоса при
утворенні льоду на трубках випарника; 4. Розробка математичної моделі теплообміну між
низькопотенційним джерелом тепла і холодоагентом в трубці випарника при утворенні шару льоду
на поверхнях трубки в умовах термогравітаційної конвекції води внаслідок зміни температури і
щільності різних її шарів.
5. Перелік графічного матеріалу: тема роботи, схема роботи теплового насоса, загальний вигляд
опалювального агрегату з тепловим насосом, загальний вигляд і схема експериментального
стенду, схема випарника і конденсатора та трубки елемента теплообмінника, температура поверхні
труби випарника при різних початкових значеннях температури води на її поверхні, зміна товщини
льоду по довжині трубки випарника і з плином часу, залежність необхідної довжини трубки
випарника від товщини льоду, що утворюється на її поверхні, висновки
6. Консультанти з роботи з зазначенням розділів роботи, які їх стосуються
Підпис, дата
Розділ Консультант завдання видав завдання прийняв
Розділи 1-3 Беспалько С.А..
ОП та безпека в НС Цікановський В.Л.

7. Дата видачі завдання “_____”______. 2025 р.

Керівник _____________________
Завдання прийняв до виконання _________________
РЕФЕРАТ

Кваліфікаційна робота магістра Дубини Данило Сергійовича на тему
«Дослідження роботи теплового насоса в умовах низьких температур» містить 109
сторінок текстового документа, 60 використаних джерел, 28 рисунків.
Керівник – Беспалько С.А. к.т.н., доц.
Метою роботи є встановлення основних закономірностей процесів
утворення та танення льоду на поверхні трубок випарника водяного теплового
насоса, що працює при відносно низьких температурах води в непроточному
водяному джерелі тепла, та аналіз ефективності роботи теплового насоса при
зміні інтенсивності теплообміну в результаті утворення льоду на поверхні трубки
випарника.
Для досягнення поставленої мети були сформульовані наступні задачі:
1. Експериментальне дослідження процесів утворення та плавлення льоду на
робочих поверхнях трубок випарника ТНУ занурених у воду з температурою 280 –
286 К.
2. Визначення часових характеристик процесів кристалізації води і плавлення
льоду у випарнику при роботі теплового насоса при низьких температурах джерела
води низькопотенційного тепла.
3. Аналіз ефективності роботи теплового насоса при утворенні льоду на
трубках випарника.
4. Розробка математичної моделі теплообміну між низькопотенційним
джерелом тепла і холодоагентом в трубці випарника при утворенні шару льоду на
поверхнях трубки в умовах термогравітаційної конвекції води внаслідок зміни
температури і щільності різних її шарів.
Об'єктом дослідження є парокомпресійний тепловий насос, що працює в
умовах утворення льоду на робочих поверхнях труб випарника з використанням
води з температурою нижче 286 К як низькопотенційного джерела енергії.
Предметом даного дослідження є процес утворення і плавлення льоду на
трубці випарника, зануреної у воду з температурою 280-286 К.

ЗМІСТ
РОЗДІЛ 1. СУЧАСНИЙ СТАН ПРАКТИКИ ВИКОРИСТАННЯ ТЕПЛОВИХ
НАСОСІВ ТА ДОСЛІДЖЕННЯ ЇХ ПРОДУКТИВНОСТІ 10
1.1. Принцип роботи теплового насоса 11
1.2. Обґрунтування вибору джерела низькопотенційного тепла 14
1.3. Схеми низькопотенційних схем добування енергії води 20
1.4. Конвективний теплообмін в робочій зоні в умовах фазового переходу 22
1.5. Кристалізація води на поверхні водяного теплового випарника 24
РОЗДІЛ 2. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ ПОЧАТКОВОЇ
ТЕМПЕРАТУРИ ВОДИ БІЛЯ ПОВЕРХНІ ВИПАРНИКА НА РЕЖИМИ РОБОТИ
ВОДЯНОГО ТЕПЛОВОГО НАСОСА 28
2.1. Методи експериментального дослідження 29
2.2. Оцінка похибок вимірювань контрольованих величин 33
2.3. Результати експериментальних досліджень 36
2.3.1 Температура поверхні труби випарника при різних початкових
значеннях температури води на її поверхні 37
2.3.2. Температура води в районі поверхні випарника 40
2.3.3. Товщина льоду на поверхні трубки випарника при різних
температурах води 43
2.3.4. Температура води біля поверхні конденсатора при різних початкових
значеннях температури води в районі трубки випарника 46
2.3.5. Температура поверхні трубки конденсатора при різних початкових
значеннях температури води біля поверхні випарника 47
2.3.6. Термодинамічні параметри холодоагенту при роботі теплового насоса
49
2.3.7. Основні параметри роботи теплового насоса при використанні в
якості джерела тепла сольового розчину 51
2.4. Коефіцієнт перерахунку теплового насоса 56
РОЗДІЛ 3. ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ ТЕРМОГРАВІТАЦІЙНОЇ КОНВЕКЦІЇ
БІЛЯ ПОВЕРХНІ ВИПАРНИКА ТЕПЛОВОГО НАСОСУ ДЛЯ ПРОЦЕСУ
УТВОРЕННЯ ЛЬОДУ НА СТІНЦІ ЙОГО ТРУБИ 61
3.1. Методи експериментального дослідження 62
3.2. Результати експериментів 64
3.3. Аналіз впливу термогравітаційної конвекції на процес кристалізації
води на поверхні трубки випарника 68
РОЗДІЛ 4. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ ПОЧАТКОВОЇ
ТЕМПЕРАТУРИ ВОДИ НА ПОВЕРХНЮ КОНДЕНСАТОРА НА ПАРАМЕТРИ
ВОДЯНОГО ТЕПЛОВОГО НАСОСА 74
4.1. Схема експериментального стенду 75
4.2. Результати експериментальних досліджень 77

МКР 25.144.86 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата

Розроб. Дубина Літ. Арк. Акрушів
Зміст
Перевір. Беспалько
Реценз.
магістерської роботи
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
4.2.1. Вплив зміни температури води в контурі випарника при різних
початкових значеннях температури води навколо конденсатора 78
4.2.2. Температура поверхні трубки випарника при різних початкових
значеннях температури води біля конденсатора 80
4.2.3. Товщина шару льоду на поверхні трубки випарника при різних
початкових температурах води біля конденсатора 82
4.3. Алгоритм визначення довжини трубки випарника, що працює в умовах
кристалізації води на поверхні теплообміну 85
РОЗДІЛ 5. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА В НАДЗВИЧАЙНИХ ИТУАЦІЯХ 93
ВИСНОВКИ 103
ПОСИЛАННЯ 104

ВСТУП
В даний час спостерігається зростання інтересу до нетрадиційних
відновлювальних джерел енергії [1-4], що обумовлено зростанням цін на
традиційні енергоресурси та прагненням до більш ефективного їх використання [5-
8]; а також екологічні проблеми, пов'язані з викидами шкідливих речовин, що
утворюються при спалюванні викопного палива [9-14]. До димових газів, як відомо,
відносяться оксиди азоту, вуглецю, сірки, поліароматичні вуглеводні, в тому числі
бенз(а)пірен, зола, шлак та інші шкідливі речовини [15].
У зв'язку з цим увага фахівців, привертається до досліджень і розробок
передових і екологічно чистих теплових насосних установок (ГПУ), які
використовують для отримання теплової енергії низькопотенційне тепло
навколишнього середовища (повітря, води, грунту). Такі пристрої дозволяють
використовувати відпрацьоване тепло стічних вод і природних водойм [16].
Варіюючи схеми теплових насосів, джерел низькопотенційного тепла,
конструкції витяжних контурів, види теплоносіїв, можна створювати екологічно
чисті установки з високим коефіцієнтом перетворення енергії і можливістю
регулювання теплової потужності [17], розширеним діапазоном застосування
теплових насосів при низьких температурах навколишнього середовища, а також з
організацією незалежних технологічних контурів з різними рівнями температур,
необхідних споживачу.
Перевагами теплових насосів у порівнянні з традиційними котельнями є їх
екологічність, а при електричній системі опалення – економічна ефективність [18].
Наприклад, електрична система опалення генерує 1 кВт тепла на 1 кВт спожитої
електроенергії, а тепловий насос – від 3 до 5 кВт і більше теплової енергії [18].
Використання теплових насосів в кліматичних умовах України накладає ряд
обмежень на вибір джерела низькопотенційного тепла. Найпростіша і, відповідно,
економічно вигідна конструкція теплових насосів з використанням тепла
навколишнього повітря не є ефективною через критично низькі температури під час
опалювального сезону. Теплові насоси, що працюють від низькопотенційного тепла
грунту і грунтових вод, вимагають великих капітальних витрат на організацію
контуру відбору тепла і масштабні земляні роботи. В результаті термін їх окупності
стає непорівнянним в порівнянні з отриманою економією енергії. Найбільш
раціональним і економічно обґрунтованим для умов клімату є тип теплових насосів,
що використовують теплову енергію відкритих джерел води, які широко поширені
в країні. Температура води у водоймах навіть взимку під льодом, як правило, не
опускається нижче 275 К [19].
Однак робота теплового насоса з водяним контуром відбору тепла в зимовий
час має ряд особливостей. Для ефективного відбору тепла різниця між
температурою води в резервуарі і холодоагенту, що циркулює в контурі теплового
насоса, повинна бути не менше 5 К [17]. Температура холодоагенту не повинна
опускатися нижче температури кристалізації води, що призведе до утворення льоду
на трубках випарника. Ефективність теплообміну в таких умовах значно
знижується [18]. Крім того, утворення льоду сприяє деформації трубок
теплообмінника. Але на підставі аналізу літератури можна зробити висновок, що
до теперішнього часу систематичні дослідження роботи теплових насосів в умовах
кристалізації води на теплообмінних поверхнях трубок випарника не проводилися.
Включаючи:
а) не встановлені закономірності процесів кристалізації води і плавлення
льоду на поверхнях трубок випарника в процесі роботи теплового насоса при
відносно низьких температурах води в джерелі (280-286 К);
б) зміна інтенсивності теплообміну зі збільшенням товщини льоду на
поверхнях трубок випарника в умовах термогравітаційної конвекції, коли рух
рідини ініціюється за рахунок різниці температур між шарами рідини в районі
трубки випарника;
в) не обґрунтовані можливості експлуатації теплових насосів в наступних
умовах утворення льоду на поверхні трубок випарника і ефективність його роботи;
г) не розроблений метод визначення довжини трубки випарника, необхідної
для ефективної роботи теплового насоса в умовах утворення льоду на частині
поверхні випарника.
Зазначене зумовлює актуальність даного дисертаційного дослідження.
Метою роботи є встановлення основних закономірностей процесів
утворення та танення льоду на поверхні трубок випарника водяного теплового
насоса, що працює при відносно низьких температурах води в непроточному
водяному джерелі тепла, та аналіз ефективності роботи теплового насоса при зміні
інтенсивності теплообміну в результаті утворення льоду на поверхні трубки
випарника.
Для досягнення поставленої мети були сформульовані наступні задачі:
5. Експериментальне дослідження процесів утворення та плавлення льоду на
робочих поверхнях трубок випарника ТНУ занурених у воду з температурою 280 –
286 К.
6. Визначення часових характеристик процесів кристалізації води і плавлення
льоду у випарнику при роботі теплового насоса при низьких температурах джерела
води низькопотенційного тепла.
7. Аналіз ефективності роботи теплового насоса при утворенні льоду на
трубках випарника.
8. Розробка математичної моделі теплообміну між низькопотенційним
джерелом тепла і холодоагентом в трубці випарника при утворенні шару льоду на
поверхнях трубки в умовах термогравітаційної конвекції води внаслідок зміни
температури і щільності різних її шарів.
9. Розробка методу визначення мінімальної довжини трубки випарника,
необхідної для випаровування фреону в умовах кристалізації води на частині
зовнішньої поверхні цієї трубки.
Об'єктом дослідження є парокомпресійний тепловий насос, що працює в
умовах утворення льоду на робочих поверхнях труб випарника з використанням
води з температурою нижче 286 К як низькопотенційного джерела енергії.
Предметом даного дослідження є процес утворення і плавлення льоду на
трубці випарника, зануреної у воду з температурою 280-286 К.
Наукова новизна роботи
1. Вперше експериментально встановлені значення температури в основних
вузлах водяної теплової насосної установки (поверхня теплообмінника-випарника,
у воді біля поверхні трубки випарника і конденсатора), записана товщина шару
льоду на поверхні трубки випарника, визначені умови і час утворення і танення
льоду.
2. Встановлено вплив кристалізації води на стінках трубки випарника на
ефективність теплового насоса.
Достовірність результатів, отриманих в ході експериментальних досліджень,
підтверджується оцінками систематичних і випадкових похибок виконуваних
вимірювань, повторюваності експериментів при ідентичних початкових значеннях
параметрів, а також зіставленням з теоретичними і експериментальними даними.

РОЗДІЛ 1. СУЧАСНИЙ СТАН ПРАКТИКИ ВИКОРИСТАННЯ ТЕПЛОВИХ
НАСОСІВ ТА ДОСЛІДЖЕННЯ ЇХ ПРОДУКТИВНОСТІ

МКР 25.144.86 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Дубина Літ. Арк. Акрушів
Розділ 1
Перевір. Беспалько
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 1. СУЧАСНИЙ СТАН ПРАКТИКИ ВИКОРИСТАННЯ ТЕПЛОВИХ
НАСОСІВ ТА ДОСЛІДЖЕННЯ ЇХ ПРОДУКТИВНОСТІ

1.1. Принцип роботи теплового насоса
Принцип роботи теплового насоса заснований на зворотному
термодинамічному циклі Карно і відомої залежності температури кипіння від його
тиску [8]. Теплообмінник – випарник теплового насоса (рисунок 1.1) з робочим тілом
– холодоагентом (фреоном, аміаком та ін.) Розміщується у водному об'єкті.
Холодоагент надходить у випарник при низькому тиску і закипає при відносно
низькій температурі. Утворений пар надходить в компресор, стискається за рахунок
зовнішньої механічної роботи і надходить в конденсатор, де конденсується, віддаючи
приховану теплоту фазового переходу при більш високій температурі в робочий
контур системи опалення будівлі [9]. Після конденсатора холодоагент проходить
через редукційний клапан невеликими порціями. Тиск пари і, відповідно,
температура кипіння знову падають. Потім теплоносій надходить у випарник, де
нагрівається від джерела з низькою, але позитивною температурою. На цьому цикл
роботи теплового насоса завершено.

Рисунок 1.1. Схема роботи теплового насоса.
Термодинамічний цикл роботи теплового насоса [8] показаний на
рисунку 1.2

Рисунок 1.2. Термодинамічний цикл теплового насоса: P: тиск холодоагенту
(мПа), h: ентальпія холодоагенту (кДж/кг).
4-1 – випаровування: холодоагент закипає зі збільшенням його ентальпії (Н) у
випарнику;
1-2 – адіабатична компресія: тиск і температура холодоагенту в компресорі
зростають;
2-3 – ізобарична конденсація: холодоагент переходить з пароподібного стану в
рідкий в конденсаторі, віддаючи своє тепло в систему опалення;
3-4 – зниження тиску і температури холодоагенту в капілярній трубці
(теоретично передбачається, що цей процес відбувається при постійній ентальпії).
Важливою перевагою теплового насоса є те, що використовується теплова
енергія навколишнього середовища. Для його отримання необхідно витратити певну
кількість електроенергії (на роботу компресора і циркуляційного насоса). Як
правило, споживання електроенергії набагато менше, ніж тепла, що виробляється
тепловим насосом. На кожен 1 кВт * год спожитої електроенергії можна отримати
від 3 до 5 кВт теплової енергії [21].
До основних переваг теплових насосів можна віднести [22]:
- екологічність [16]: одним з найважливіших аспектів є відсутність викидів
СО2 та інших шкідливих речовин;
- пожежна безпека;
- довговічність (термін служби насоса становить близько 20 років [12]);
- низькі експлуатаційні витрати [12] (витрати тільки на експлуатацію
компресора);
- комбіноване генерування тепла і холоду;
- практично повна автономність об'єкта теплопостачання;
- невеликі габарити (розмір модуля TNU не більше стандартного
холодильника) і безшумна робота [16].
До недоліків використання теплових насосів можна віднести їх високу вартість
і витрати на установку, що призводить до тривалого терміну окупності. Висока
вартість теплових насосів, а також слабка зацікавленість споживачів в раціональному
використанні первинних енергетичних ресурсів і забезпеченні екологічної безпеки в
даний час є основними стримуючими факторами для поширення теплових насосів.
малозатратні та ефективні технологічні рішення типу [17] у відомі методи організації
видобутку низькопотенційного тепла.
Теплові насоси можуть використовуватися для різних цілей [68-70]: опалення,
гаряче водопостачання (ГВП) та кондиціонування, нагрівання та охолодження води
для різних потреб, осушення/осушення повітря, виробництво пари, випаровування,
дистиляція. а також пристрої прямого електрообігріву в тих випадках, коли немає
можливості підключитися до магістрального газопроводу, а джерелами енергії може
служити тільки електромережа або імпортоване паливо.
Дослідження світового ринку [17] показало, що виробники теплових насосів
Китай, Японія, Північна Європа (Daikin, Mitsubishi Electric, Hitachi, Fujitsy General,
Thermia Diplomat та ін.) Розробили агрегати для різних кліматичних умов типу
«вода-вода» і «повітря-вода».
У скандинавських країнах, кліматичні умови яких близькі (температура
зовнішнього повітря в Фінляндії коливається від 294-308 К влітку до 233 К взимку),
спостерігається тенденція до зниження верхнього рівня температури споживача в
теплонасосних системах опалення до 303-313 К із застосуванням водяної теплої
підлоги [12]. Використання теплових насосів для системи опалення будівлі типу
«тепла підлога» є досить поширеною практикою в сучасному світі. При
теплонасосному опаленні перехід від традиційної (радіаторної) системи
теплопостачання (температура 95/70 С) до системи теплої підлоги з температурою
теплоносія 45/30 С (50/35 С) дозволяє знизити витрати енергії на стиснення
холодоагенту в компресорі теплонасосної установки, а при використанні традиційної
котельні витрата органічного палива для обігріву житлових приміщень знижується
[12].
Створення низькотемпературної водяної теплої підлоги (ПВТ) є одним з
найбільш перспективних в світі ресурсозберігаючих рішень для підвищення
ефективності системи опалення тепловим насосом. Тепла підлога широко
використовується в Швейцарії, де 85% житлових будинків побудовані з системою
«водяна тепла підлога», в Фінляндії цей показник досягає 60%. На півночі Європи
тепла підлога зараз є стандартною системою опалення в Канаді [12]. В Японії
використовується близько 3 млн таких установок [19]. Термін служби
низькотемпературних систем опалення становить понад 50 років [12], що можна
порівняти з терміном служби будівлі.

1.2. Обґрунтування вибору джерела низькопотенційного тепла

Джерела низькопотенційного тепла можуть бути як природними, так і
штучними.
Природними джерелами тепла є земля (грунт), підземні води (підземні,
артезіанські, теплові), відкриті водойми, зовнішнє повітря.
Штучними джерелами тепла можуть бути відпрацьоване вентиляційне повітря,
стічні води (стічні води), промислові викиди, технологічні та побутові теплові
викиди.
Вважається, що ідеальне низькопотенційне джерело тепла має стабільно
забезпечувати значно вищу температуру (порівняно з повітрям) протягом
опалювального сезону, виключати корозійну активність та забруднення, а також не
вимагати значних капіталовкладень та витрат на утримання.
Залежно від типу низькопотенційного джерела тепла розрізняють такі основні
типи теплових насосів: «грунт-вода»; «повітря-вода»; «вода-вода».
Вибір джерела тепла є ключовим фактором, що визначає основні
експлуатаційні, енергетичні та економічні характеристики всієї теплонасосної
установки.
В цьому випадку істотно знизити вартість монтажу досить складно, адже
необхідно проводити дорогі масштабні земляні роботи. При використанні енергії
грунту або грунтових вод виникають труднощі, пов'язані з установкою і
обслуговуванням грунтових теплообмінників [14]. що призводить до додаткових
експлуатаційних витрат. Крім того, такі насоси негативно впливають на температуру
грунту після тривалого періоду експлуатації [15]. Ще одним істотним недоліком
даного типу теплових насосів є відносно низьке значення теплопровідності грунту
[26].
Більш простий і доступний тип теплових насосів, що використовують тепло
зовнішнього повітря, малоефективний при низьких температурах, які характерні для
більшої частини території. Даний тип насосів в основному підходить тільки для
регіонів з відносно м'яким кліматом, в першу чергу на півдні країни [19].
Альтернативою повітряним тепловим насосам є водяні теплові насоси, які
використовують низькопотенційну енергію води [27]. Схеми з використанням
поверхневих вод як джерела тепла в індивідуальних теплових насосах мають значно
вищий низькопотенційний коефіцієнт перетворення енергії, ніж повітряні теплові
насоси [28], а також мають ряд переваг перед ґрунтовими теплонасосними
системами [28].
Принцип роботи теплових насосів типу «вода-вода» схожий на принцип роботи
теплових насосів типу «повітря-вода», за винятком того, що в якості джерела тепла
використовується вода. Широкі перспективи використання водяних теплових
насосів відкриваються, якщо поблизу опалювального об'єкта знаходиться відкрите
джерело води (водосховище або водотік). Температура води у водоймі навіть в
зимову пору року під льодом зазвичай коливається в межах 275... 280 К [25]. В цьому
випадку вдається значно скоротити витрати на установку теплового насоса.
Залежно від типу джерела води розрізняють такі види водяних теплових
насосів:
1) Використання тепла підземних вод [23];
2) Використання тепла поверхневих водних об'єктів і струмків [25];
3) Використання відпрацьованого антропогенного тепла [18].
Існує досить багато досліджень, присвячених підбору оптимального джерела
води для підвищення ефективності теплового насоса [18].
Один із способів використання водяних теплових насосів був виділений
авторами в [19] для компенсації навантажень на систему гарячого водопостачання
в неопалювальний період. У [19] запропоноване оригінальне джерело тепла –
замкнутий контур системи опалення будівлі, який не функціонує в літній період.
Автори [19] відзначають, що сумарне навантаження на систему гарячого
водопостачання При різних умовах вона може перевищувати 209% від загальної
розрахункової кількості спожитої теплової енергії. Однак втрати тепла через малу
швидкість руху теплоносія в теплових мережах в літній період, а також низьку якість
теплоізоляції, гідравлічну неоптимальність теплотрас і застосування тупикових
схем гарячого водопостачання призводять до того, що при транспортуванні
втрачається 1/3 теплової енергії, призначеної для гарячого водопостачання. Це
сприяє збільшенню загальної кількості споживаної енергії, що призводить до
збільшення комунальних платежів [19]. В таких умовах використання теплових
насосів Для забезпечення теплового навантаження гарячої води в літній період вона
дозволяє економити значну кількість енергоресурсів.
У роботах [15] розглядається метод вилучення тепла зі стічних вод різного
походження. Наявність приймальних ємностей каналізаційних очисних споруд
дозволяє використовувати їх в якості теплового акумулятора, тим самим створюючи
сприятливі умови для роботи теплового насоса. Перевагами запропонованого
джерела низькопотенційного тепла є стабільна і досить висока температура протягом
усього опалювального сезону, поновлюваність, а також низькі експлуатаційні
витрати. Однак очисні споруди населених пунктів, як правило, розташовуються у
віддаленому від масової забудови місці. Їх наявність поблизу об'єкта споживання
тепла – досить рідкісний випадок, який можна розглядати як індивідуальний підхід
до раціонального використання відпрацьованого тепла.
В 2000 році на каналізаційній насосній станції РНС-3 «була розроблена і
впроваджена технологія утилізації низькопотенційного тепла неочищених стічних
вод за допомогою теплового насоса з водяним контуром (рисунок 1.3). Протягом 6
років ця технологія забезпечувала теплопостачання будівлі РНС [16].

Рисунок 1.3. Блок теплового насоса на РНС «Гайва».
У другому кварталі 2004 року була побудована установка водяного
теплового насоса (рис. 1.4). Неочищені побутові стічні води, що
накопичувалися в приймальному баку головної каналізаційної насосної станції
виробничого цеху, використовувалися як низькопотенційне джерело тепла [17].

Рисунок 1.4. Загальний вигляд опалювального агрегату з тепловим насосом.
Даний тепловий насос призначений для перевірки технології рекуперації тепла
неочищеної води, для визначення впливу агрегату на робочі параметри теплової
електростанції, для перевірки економічної ефективності і для розробки
рекомендацій по створенню аналогічних установок в міському господарстві. Однак
в дослідженнях [17] не розглядалася робота теплового насоса в умовах утворення
льоду на поверхні трубок випарника.
У [15] морська вода розглядається як низькопотенційне джерело тепла.
Авторами [15] встановлені коефіцієнти корисної дії теплових насосів в залежності
від температури гарячої води в системі опалення. У [16] були досліджені особливості
використання води з Венеціанської лагуни в якості джерела енергії у випарній
установці теплового насоса. В якості холодоагенту в циклі використовувався R-113a,
який кипів в трубці випарника при температурі 271 К. що нижче, ніж температура
кристалізації води. Однак на трубках випарника лід не утворювався через те, що у
воді цього природного джерела присутні сольові домішки. При збільшенні
концентрації солі в складі води знижується її ефективність як енергоносія, але
знижується і температура замерзання. Використання морської води в якості джерела
низькопотенційної енергії, з одного боку, обмежує використання теплових насосів
даного типу, а з іншого - викликає ряд труднощів в роботі насосного агрегату. По-
перше, відкладення солей на поверхнях трубок випарника значно знижує
ефективність роботи теплового насоса, через погіршення умов теплообміну між
морською водою і теплоносієм в контурі теплового насоса. По-друге, агресивна до
металу морська вода викликає передчасну корозію труб випарника. У зв'язку з тим,
що джерела води з солоною водою не поширені, вивчення роботи теплових насосів
представляється більш перспективним. робота на прісній воді.
Щоб уникнути утворення льоду на трубках випарника під час роботи водяного
теплового насоса, автори робіт [17] використовували розчин солі в теплообміннику
замкнутого циклу між джерелом води і трубкою випарника, всередині якої циркулює
фреон. У [88] були отримані експериментальні дані про особливості роботи насоса.
Встановлено залежність числа Нуссельта від чисел Релея і Прандтля і від відстані по
вертикалі між трубками випарника. Автори [18] відзначили, що при збільшенні
різниці температур між водою і робочим середовищем в теплообміннику випарника
необхідна довжина трубок випарника зменшується. Однак застосування сольового
розчину викликає ті ж труднощі, що і використання морської води в якості джерела
тепла. Зокрема, погіршуються умови теплообміну, зменшується термін служби
трубок випарника через їх передчасної корозії. Отже, при використанні розсолу
потрібні додаткові витрати на спеціальне корозійно-стійке обладнання (насоси,
трубки, теплообмінники).
Проблеми вибору оптимальних технічних рішень і шляхів поліпшення
техніко-економічних показників теплонасосних установок при використанні
низькопотенційної енергії поверхневих водних об'єктів були розглянуті в [19,].
Автори в [20] акцентували увагу на використанні теплової енергії відкритого
водотоку (річки). Зокрема, в [15] автори експериментально високо оцінили
ефективність використання водяного теплового насоса, що працює від
низькопотенційної енергії річки Хуанпу в Китаї. Однак в [18] ці показники дещо
завищені, так як не враховувався вплив кристалізації води на поверхнях трубок
випарника в зимовий період, що значно знижувало ефективність теплообміну.
Крім того, стаття 65 [19] Водного кодексу РФ обмежує будівництво в
безпосередній близькості від прибережної річкової зони. А винесення
опалювального об'єкта на дозволене [19] відстань від річки (до 200 м) викликає
значне подорожчання схеми теплового насоса . Найбільш поширені варіанти
розташування опалювального об'єкта - біля водойми зі стоячою водою (озеро,
водосховище, ставок). Прибережна захисна зона водойм зі стоячою водою значно
менша за річкову і становить 50 м [19]. Але стаціонарну водну масу в непроточному
водному об'єкті, особливо в районі дна, не можна назвати середовищем з великою
тепловіддачею.

1.3. Схеми низькопотенційних схем добування енергії води

На ефективність і економічність установки теплового насоса в значній мірі
впливає вибір її схеми [20].
Існує кілька методів взяття тепла водойми або водотоку [21]. Найбільш проста
і економічна [18] схема - з розімкнутим контуром без проміжного теплоносія: вода
забирається безпосередньо з водойми в тепловий контур і, віддаючи
низькопотенційне тепло, відводиться назад у водойму (рисунок 1.5, а).

(а) ( б)
Рисунок 1.5. Тепловий насос а) з розімкнутим контуром; б) із замкнутим
контуром.
При розімкнутому контурі теплового насоса трубки випарника з температурою
нижче 273 К знаходяться у воді, що також призводить до утворення льоду на
поверхнях теплообміну [15]. Однак автори [16] не врахували особливості роботи
теплового насоса в таких умовах.
Найбільш поширеною на практиці є схема замкнутого контуру – пасивний спосіб
відбору тепла за допомогою проміжного теплоносія (рисунок 1.5, б). Найбільш
поширеним способом є укладання на дно водойми так званих матів з поліетиленових
труб. Однак, незважаючи на простоту конструкції і низьку вартість поліетиленових
труб, така схема використання тепла водного середовища не завжди раціональна
[20].
У дослідженнях [13] використовувалася схема замкнутого циклу з проміжним
теплообмінником між природним джерелом і випарником. Хлорид кальцію
використовується в проміжному контурі в [15], а розчин етиленгліколю з
концентрацією 30-40% циркулює в [13]. В результаті при зниженні температури води
у водоймі до 281 К можливий теплообмін між низькопотенційним джерелом тепла і
розчином етиленгліколю (різниця температур більше 5 К). Важливо, що
застосування проміжного теплообмінника з розчином етиленгліколю (або хлориду
кальцію) та інших допоміжних пристроїв призводить до значного збільшення втрат
енергії в циклі, а також до збільшення вартості всієї системи за рахунок установки
додаткового обладнання та витрат енергії на циркуляцію гліколевого розчину в
проміжному контурі. При збільшенні теплового навантаження збільшується
швидкість руху фреону в циклі, що призводить до охолодження теплоносія
(етиленгліколю або хлориду кальцію) до температури, що призводить до утворення
льоду на поверхні замкнутого контуру теплообмінника.
В [27] показано, що при виключенні проміжного теплообмінника з розчином
етиленгліколю і приміщенні випарника безпосередньо в водойму з прісною водою
потрібні додаткові дослідження експлуатаційних характеристик теплового насоса,
що працює в умовах утворення льоду на поверхні трубки випарника.
Таким чином, в обох випадках, навіть незважаючи на вибір більш ефективної
схеми теплового насоса, можлива робота в умовах утворення льоду на
теплообмінних поверхнях. В даний час ця проблема вимагає всебічного вивчення.

1.4. Конвективний теплообмін в робочій зоні в умовах фазового переходу

У зв'язку з тим, що інтенсивність теплообміну між водою і холодоагентом
знижується при утворенні льоду на трубці випарника, актуальною стає задача
підбору довжини трубки випарника, необхідної для повного випаровування фреону,
з урахуванням можливої зміни товщини льоду з часом в процесі роботи теплового
насоса. З цією метою можна визначити залежність числа Нуссельта від
характеристик вільної конвекції у воді та інтенсивності її кристалізації. Результати
такого дослідження можуть мати широкий спектр застосування, так як процес
утворення льоду можливий при будь-якій схемі організації роботи теплового насоса
(як з розімкнутим, так і з замкнутим контуром), а часові характеристики процесу
фазового переходу води неістотно залежать від матеріалу трубки випарника [24].
Аналіз джерел [24] показав, що процес теплообміну в околицях випарника при
безпосередньому контакті холодної фреонової трубки з водою під час роботи
теплового насоса вивчений недостатньо. Однак аналогічні характеристики
теплопередачі, що відбувається в умовах термогравітаційної конвекції і фазового
переходу рідини, були вивчені в суміжній області, тобто в системі накопичення
енергії в полімерних композиційних матеріалах або у воді [26].
Зокрема, в [26] обговорюється використання льоду для збереження холоду, що
використовується в кондиціонерах. У години, коли електроенергія недорога,
кондиціонер включає зворотний цикл і заморожує воду. У денний час роботи
температура фреонової трубки підвищується до 303 К, що викликає танення льоду і
охолодження повітря в приміщенні. У той же час добре вивчені основні
характеристики процесу теплообміну, що протікає в умовах, схожих з роботою
теплового насоса при безпосередньому контакті холодної фреонової трубки з водою.
Відмінність полягає в тому, що в кондиціонерах лід починає танути на внутрішній
стороні трубки холодоагенту [35], тоді як при використанні теплового насоса лід тане
на водяній стороні під впливом конвективного нагріву.
Як показано в [35], підйом теплої води у водоймі характерний для температури
води в діапазоні 277 К і вище. При температурі води нижче 277 К спостерігається
протилежна картина: при підвищенні температури води (до 277 К) її щільність
збільшується, в результаті більш теплі шари води опускаються вниз. У зв'язку з цим
при моделюванні конвективного теплообміну у воді з температурою, близькою до
277 К в [35], використовувалася нелінійна залежність густини води від температури.
Моделювання [25] показало, що навіть невелика швидкість вертикального руху
води (не більше 0,001 м/с) за рахунок термогравітаційної конвекції, викликаної
нагріванням і охолодженням різних шарів води, має значний вплив на швидкість
утворення льоду на холодній поверхні [25]. Цей ефект більш виражений на поверхні
холодної трубки, розташованої вище по вертикалі при середній температурі води
понад 277 К. При температурі води нижче 277 К природна конвекція найбільш
інтенсивно впливала на час утворення льоду на поверхні трубок, розташованих
нижче [32].
Встановлено, що в умовах термогравітаційної конвекції за рахунок різниці
температур між шарами рідини в районі трубки випарника ініціюється рух рідини,
що підсилює процес теплообміну між поверхнею трубки і водою [28]. В результаті
тепловий потік між джерелом тепла і трубкою холодоагенту залежить від щільності
води, часу охолодження і товщини шару льоду на трубці випарника. Тому, щоб
правильно описати процес теплообміну, що відбувається під час роботи теплового
насоса в сезон з низькими температурами джерела води (близько 280 К), необхідно
враховувати термогравітаційну конвекцію.
Автори [30] досліджували залежність часу кристалізації води при контакті з
холодною поверхнею від чисел Релея, Фур'є і Стефан. Однак вивчений лише варіант
положення для випадку знаходження води всередині сферичної або циліндричної
ємності з холодною стінкою [29]. Природна конвекція не розглядалася, тому дані,
отримані в [29], недостатні для пояснення особливостей процесу теплообміну між
трубкою холодного випарника, зануреної у відкриту водойму.
Умови, аналогічні роботі теплового насоса при зануренні у воду трубки випарника
з температурою холодоагенту нижче 273 К, були розглянуті в [38]. Вивчено вплив
примусової конвекції під час циркуляції води навколо горизонтальної трубки з
температурою нижче 273 К на інтенсивність теплового потоку. Встановлено, що
навіть незначні швидкості примусової циркуляції води мають значний вплив на
інтенсивність теплообміну (число Нуссельта). Отримані авторами результати [41]
застосовні і до випадку природної конвекції, що виникає у відкритих водоймах під
час роботи теплового насоса.
У роботі [44] представлена аналітична залежність зміни товщини шару льоду на
поверхні труби теплообмінника в часі, отримана з рішення рівняння
теплопровідності без урахування впливу конвекції.
У [38] при аналізі характеристик теплообміну в умовах замерзання води і з
урахуванням конвективного теплообміну представлена двовимірна математична
модель в середовищі COMSOL з використанням енергетичних рівнянь і рівнянь
Нав'є-Стокса. Однак при моделюванні процесу кристалізації води на холодній
поверхні передбачалося, що лід повинен підніматися вгору за рахунок того, що його
щільність менше густини води Для того, щоб запобігти спливанню льоду і
правильно описати процес збільшення його товщини на поверхні теплообміну в
моделі [38], автори встановили в'язкість льоду на рівні 1022 Н·с/м2 в рівнянні
збереження імпульсу. Таким чином, було змодельовано ефект «прилипання» льоду
до поверхні, що перешкоджало його руху вгору за рахунок дії підйомної сили.

1.5. Кристалізація води на поверхні водяного теплового випарника насосу

Процес кристалізації води на трубках випарника під час роботи водяного
теплового насоса при низьких температурах води у водному об'єкті був зафіксований
у дослідженнях [28].
В [17] розглядався теплообмінник, в якому джерелом низькопотенційного тепла
служили труби з водою, розташовані поруч з іншими з фреоном. Для підвищення
ефективності теплообміну між трубками в теплообміннику циркулювало повітря,
який нагнітається спеціальним вентилятором. Незважаючи на те, що при низьких
температурах не було прямого контакту трубок з фреоном і водою, на трубках
випарника утворювався лід [17]. Вода кристалізується на теплообмінних поверхнях
за рахунок вологості повітря, що циркулює між трубками. При включенні зворотного
циклу, коли нагрітий фреон відправлявся з конденсатора у випарник, автор [17]
спостерігав танення льоду. Але при цьому вода, яка використовується в системі
опалення, охолола. Таким чином, конденсатор взяв на себе функції випарника. Автор
[17] прийшов до висновку, що для того, щоб розтопити лід, необхідно
використовувати зворотний цикл теплового насоса. Але відомо, що вода має більш
високу щільність і теплоємність в порівнянні з повітрям, тому є більш ефективним
енергоносієм.
У роботі [52] проаналізовано продуктивність водяного теплового насоса з
відкритим контуром в місті Сянтан, розташованому на півдні Китаю. Коли
температура води навколо теплообмінника випарника була нижче 277 К, автор
використовував додатковий нагрівач для підвищення температури води до 281 К. Це
дозволило уникнути утворення льоду на поверхні теплообміну трубки випарника.
У дослідженні [18] розглядалася установка, що представляла собою водяний
тепловий насос замкнутого циклу, теплообмінник випарника якого був занурений в
басейн з температурою води 277 К. Коли температура води в басейні знижувалася
нижче 273 К, автор реєстрував кристалізацію води на теплообмінних поверхнях. У
початковий період утворення льоду трохи зменшувало тепловий потік між водою і
холодоагентом, але зі збільшенням часу лід заповнив весь простір між трубками
випарника, і коефіцієнт теплопередачі різко знизився. У зв'язку з тим, що щільність
льоду менше, ніж щільність води, виникала підйомна сила, яка виштовхувала вгору
покритий льодом теплообмінник і викликала пошкодження сполучних труб. Автор
[19] встановив, що при нагріванні води конденсатором лід починав танути.
Для вирішення проблеми утворення льоду на поверхнях трубки випарника в [18]
було запропоновано збільшити відстань по вертикалі між трубками з метою
запобігання заповненню льодом всього кільцевого простору. Але в [18] відсутня
інформація про вплив утвореного льоду на коефіцієнт перетворення енергії
теплового насоса, а також інформація про зміну теплового потоку в теплообміннику
при збільшенні товщини льоду.
В [19] було встановлено, що коефіцієнт теплопередачі біля випарника знижується
до критично низьких значень при припиненні протікання води між трубками
випарника через збільшення товщини шару льоду. Однак [19] не аналізувала
можливість експлуатації теплового насоса в таких умовах, а також не проводилася
рекомендація по видаленню льоду.
Математична модель процесів роботи водяного теплового насоса, представлена в
[21], описує утворення льоду по контуру трубки теплообмінника. Проведено аналіз
умови зменшення та збільшення його товщини. При розрахунку теплового потоку
модель враховує ефекти примусової конвекції холодоагенту в трубці, природної
конвекції між поверхнею льоду і водою в природному джерелі, збільшення товщини
льоду і зміни теплопередачі через крижану стінку трубки. В [21] зазначено, що
процес танення льоду починається на зовнішній поверхні трубки випарника з боку
води. Однак в [21] відсутні дані, необхідні для розрахунку коефіцієнта теплопередачі
в умовах кристалізації води на трубці випарника, і не запропоновані методи усунення
льоду.
Огляд зарубіжної сучасної літератури дозволяє констатувати, що процес
кристалізації води на теплообмінних поверхнях випарника в процесі роботи
водяного теплового насоса в холодну пору року і його вплив на ефективність
теплового насоса до теперішнього часу вивчений недостатньо.

Основні висновки
1. Агрегати з тепловим насосом мають значні переваги перед традиційними
джерелами теплопостачання. Однак ефективність їх роботи і термін окупності багато
в чому визначаються раціональним вибором низькопотенційного джерела енергії.
2. Найбільш оптимальним джерелом енергії для кліматичних умов є водні
об'єкти, що дають достатню кількість тепла для роботи теплового насоса навіть в
зимовий період.
3. Не менш важливим є вибір типу холодоагенту, що використовується в контурі
теплового насоса, що в основному впливає на ефективність рекуперації тепла і
вартість всієї установки. З одного боку, необхідно забезпечити достатню різницю
температур між холодоагентом і джерелом тепла води (не менше 5 К) для
теплообміну, а з іншого боку, для економії коштів.
4. Найбільш перспективним є використання фреону R-134a, який відповідає
зазначеним критеріям вибору. Температура кипіння Р-134а при робочому тиску 0,15-
0,2 МПа у випарнику становить 259-263 К, тому під час роботи теплового насоса на
поверхні зануреної в резервуар трубки випарника утворюється шар льоду, що значно
знижує ефективність теплообміну. Кристалізація води на поверхнях теплообмінника
відбувається при використанні як відкритого, так і закритого контурів теплового
насоса. На сьогоднішній день недостатньо результатів досліджень для оцінки
ефективності роботи теплового насоса в умовах утворення льоду на поверхні трубки
випарника. Відсутні дані про часові характеристики, умови утворення і танення
льоду на теплообмінних поверхнях теплового насоса.

РОЗДІЛ 2. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ
ПОЧАТКОВОЇ ТЕМПЕРАТУРИ ВОДИ БІЛЯ ПОВЕРХНІ ВИПАРНИКА НА
РЕЖИМИ РОБОТИ ВОДЯНОГО ТЕПЛОВОГО НАСОСА

МКР 25.144.86 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Дубина Літ. Арк. Акрушів
Розділ 2
Перевір. Беспалько
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 2. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ
ПОЧАТКОВОЇ ТЕМПЕРАТУРИ ВОДИ БІЛЯ ПОВЕРХНІ ВИПАРНИКА НА
РЕЖИМИ РОБОТИ ВОДЯНОГО ТЕПЛОВОГО НАСОСА

2.1. Методи експериментального дослідження
Дослідження проводилися з використанням експериментального стенду,
що представляє собою лабораторну модель теплового насоса (рисунок 2.1).
Схема роботи випарника і конденсатора показана на рисунку 2.2

а)

б)
Рисунок 2.1. Загальний вигляд (а) і схема (б) експериментального стенду:
1 – компресор; 2 – манометр; 3 – конденсатор; 4 – клапан; 5 – капілярна трубка;
6 – фільтр-осушувач; 7 – випарник; 8 – витратомір; 9 – цифровий
перетворювач; 10 – амперметр; 11 – вольтметр; 12 – комп'ютер; 13 –
термопари.

а) б)
Рисунок 2.2. Схема а) випарника і конденсатора (ромби вказують точки
регулювання температури); б) трубки елемента теплообмінника.
Модель теплового насоса являє собою 2 баки (випарник і конденсатор)
розмірами 0,22×0,18×0,25 м, заповнені водою. Ці резервуари теплоізольовані від
навколишнього середовища пінополістиролом товщиною 70 мм (Рисунок 2.2, а).
Усередині баків знаходяться мідні трубки, які утворюють замкнутий контур
теплового насоса. Розміри мідних трубок: діаметр 9,5 мм, товщина стінки 1,5 мм,
довжина кожної 3,11 м.
Робота лабораторної моделі теплового насоса здійснюється за наступною
схемою. Фреон Р-134а в рідкому стані надходить в контур випарника через
фільтр-осушувач і капілярний трубопровід з внутрішнім діаметром 0,7 мм і
довжиною 0,3 м (рисунок 2.1, б). Фільтр-осушувач призначався для усунення
зайвої вологи і запобігання забруднення в капілярній трубці. В результаті
дроселювання по капілярному трубопроводу тиск холодоагенту різко падає до
значення близько 0,2 МПа. при цьому температура кипіння холодоагенту
знижується до 258-263 К. В результаті після надходження і нагрівання від
низькопотенційного джерела енергії (води температурою 280-286 К) фреон
закипає і переходить в пароподібний стан. Утворена пара стискається поршневим
компресором до тиску 1,1 МПа, що забезпечує конденсацію парового
холодоагенту в конденсаторі при температурі навколишнього середовища, що
дорівнює температурі в лабораторії (291 К). Як правило, управління компресором
(СКО-75 Н5-02) здійснюється за рахунок зміни режиму роботи електродвигуна,
напруга живлення якого становить 220 В (номінальний струм 0,8 А). Пар під
високим тиском нагнітається через мідну трубку в конденсатор. Там фреон
конденсується, вода в баку нагрівається, і імітується відведення тепла в систему
опалення. Далі холодоагент в рідкому стані надходить у випарник через фільтр-
осушувач і капілярний трубопровід. Надалі цикл повторюється.
Для контролю та реєстрації температури в різних точках
експериментального стенду використовувалися хромель-алюмельні термопари
(ТСА) з робочим розміром з'єднання 0,1 мм.
Значення температури на поверхні трубок випарника і конденсатора
вимірювали за допомогою 15 термопар (No 1'-15'), розташованих на відстані 0,22
м один від одного в напрямку руху холодоагенту (рис. 2.2, б) відповідно до
координат, наведених у таблиці 2.1. Термопара 1' реєструє температуру поверхні
трубки на вході у випарник (або конденсатор), термопара 15' на виході з
випарника (або конденсатора).

Таблиця 2.1. Координати контрольних пунктів реєстрації Tpi, Tpk
Ні 1' 2' 3' 4' 5' 6' 7' 8'
Х, м 0 0,11 -0,075 0,03 0,11 -0,075 0 0,11
У, м 0 0,095 0,125 0 0,145 0,1 0 0,145
З, м 0,02 0,045 0,045 0,09 0,09 0,09 0,135 0,135
Ні 9' 10' 11' 12' 13' 14' 15' -
Х, м -0,075 0,055 0,085 -0.075 0,08 0,055 0 -
У, м 0,1 0 0,145 0,075 0 0,145 0,075 -
З, м 0,135 0,18 0,18 0,18 0,225 0,225 0,02 -

Температуру води в районі трубки випарника (Ti ) і конденсатора (Tk )
реєстрували 15-15 термопар (No 1-15), закріплених у вертикальній координаті з
кроком z = 0,015 м (Рисунок 2.2, а).
Товщину льоду (δ), що утворився на поверхні трубки випарника,
контролювали кожні 10 хвилин за допомогою цифрового штангенциркуля.
Вимірювання проводилися в контрольних точках L1 – L8. Координати контрольних
точок наведені в таблиці 2.2. Значення струму і напруги двигуна компресора, що
використовуються при розрахунку коефіцієнта корисної дії теплового насоса, були
записані за показаннями амперметра і вольтметра.

Таблиця 2.2. Координати контрольних точок при вимірюванні товщини шару
льоду на поверхні трубки випарника
Символ Л1 Л2 Л3 Л4 Л5 Л6 Л7 Л8
Довжина
перетину труби, 0 0,115 0,26 0,445 0,59 0,775 0,92 1,105
м
x 0 0,115 0,115 -0,07 -0,07 0,115 0,115 -0,07
Координати, м y 0 0 0,145 0,145 0 0 0,145 0,145
z 0 0,045 0,045 0,045 0,045 0,09 0,09 0,09

Тиск фреону на вході і виході компресора реєструвався кожні 10 хвилин.
Витрата холодоагенту в заданому інтервалі часу (60 с) реєструвалася цифровим
витратоміром кожні 10 хвилин і підтримувалася на рівні 2 г/с.
Температура в лабораторії під час експериментів становила 291 К. В
ідентичних умовах було проведено серію з трьох дослідів при різних початкових
температурах води навколо випарника (Т0і ) 280 К (режим 1), 282 К (режим 2), 286 К
(режим 3). Вибрані значення температур води у випарнику відповідають діапазону
зміни температури води у водоймах багатьох регіонів РФ і Сирії восени, взимку і
навесні. Значення температури записувалися кожні дві секунди і зберігалися на
жорсткому диску. Загальний час кожного експерименту становив близько 3.104 с.
Експериментальні дані оброблялися за допомогою програмного комплексу
National Instruments LabVIEW, розробленого спеціально для цього типу вимірювань.
Результати були усереднені та представлені у вигляді залежностей відповідних
характеристик у часі.

2.2. Оцінка похибок вимірювань контрольованих величин
З метою оцінки достовірності отриманих експериментальних даних були
проведені розрахунки похибок вимірювань контрольованих фізичних величин. Для
зменшення випадкових похибок вимірювань всі досліди проводилися в одних і тих
же умовах (температура в лабораторії підтримувалася на рівні 291 К) тричі, після
чого обчислювалося середнє значення записуваного значення.
Для вимірювання ТПП і ТПК , а також води в їх околицях, «хромель-
алюмінієві» термопари, що працюють в широкому діапазоні температур від 3 до 1273
К з точністю менше 0,5%. Термопари були підключені до двох аналого-цифрових
перетворювачів типу УТК-38.
Похибка каналу вимірювання температури обумовлена помилками датчиків,
загасанням електричного сигналу в кабелі, опором підключення при підключенні до
УТК-38 і особливостями технології перетворення єдиного аналогового сигналу
температури в цифрове значення.
Систематична похибка вимірювальних приладів була усунена калібруванням
приладу з використанням водно-крижаної суміші з температурою 273 К. Поправочні
значення, встановлені в налаштуваннях аналого-цифрового перетворювача, наведені
в таблиці 2.3. При вимірюваннях порядок використання приладів повинен бути
випадковим, щоб зменшити значення похибок, тому в ході експериментальних
досліджень розташування термопар в одиницях установки було змінено.

Таблиця 2.3. Корекція показників аналого-цифрового перетворювача УТК-38
Номер УТК-
Перший Секунда
38
Номер
1 2 3 4 5 6 7 8 1 2 3 4 5 6 7 8
каналу

Корекції

Стандартна похибка прямих вимірювань σxi (стандартне відхилення) була
обчислена за допомогою статистичного рівняння [16]:

Випадкова похибка:

Випадкова похибка вимірювання:

При наявності декількох похибок в приладі (е1, е2, е3 ...) сумарну
систематичну похибку вимірювань обчислювали за формулою

Повне значення похибки вимірювання:

Потім була визначена відносна похибка, яка представляла собою відношення
загальної похибки до вимірюваного значення величини:

Максимальні значення відносної похибки термопар представлені в
таблиці 2.4.
Як видно з таблиці 2.4, максимальна відносна похибка вимірювання
температури термопарами в різних точках дослідного стенду не перевищувала
0,19%.
Цифровий штангенциркуль використовувався для вимірювання товщини
льоду (δ), що утворився на трубці випарника. Величина ухилу становила 0,5
мм. Вимірювання проводилися кожні 15 хвилин в контрольних точках уздовж
труби випарника.
Максимальна відносна похибка вимірювання δ представлена в таблиці
2.5.
Таблиця 2.4. Максимальні відносні похибки (Δmax) вимірювань Tpi, Tpc, Tii Tk
Місце вимірювання
T ТПІ Тк ТПК
температури
Δmax %, при
0,11 0,19 0,19 0,18
T0i = 280 К
Δmax, %, при
0,18 0,19 0,19 0,19
T0i = 282 К
Δmax, %, при
0,18 0,19 0,19 0,17
T0i = 286 К
Δmax, %, при
використанні 0,19 0,19 0,19 0,19
розчину, Т0 і = 280 К

Як видно з таблиці 2.5, відносна похибка вимірювання Δ на поверхні
трубки випарника становила не більше 10%.
Таблиця 2.5. Максимальна відносна похибка вимірювань товщини льоду
Δmax, % при Δmax, % при Δmax, % при
T0i = 280 К T0i = 282 К T0i = 286 К
9,3 8,6 6,6

Тиск на вході і виході компресора вимірювали за допомогою двох
манометрів з систематичною похибкою 0,01 МПа. Відносна похибка вимірювань
не перевищувала 3%.
Електричний струм і напругу для двигуна компресора вимірювали
амперметром і вольтметром з похибками ±0,025 А, ±5 В відповідно. Відносна
похибка вимірювань електричного струму не перевищувала 2,7%, напруги –
2,2%.
Витрата фреону в робочому контурі теплового насоса реєструвалася за
допомогою цифрового витратоміра.
Систематична похибка вимірювання витратоміра становила ±0,5%.
Систематична похибка таймера становила 0,5 с, його відносна похибка не
перевищувала 5%.
Отримані значення відносних і абсолютних похибок при визначенні
контрольованих значень, представлені в таблицях 2.3, таблицях 2.4, таблицях 2.5,
можна вважати прийнятними, а результати повністю достовірними і
обґрунтованими.

2.3. Результати експериментальних досліджень

Для аналізу процесів роботи теплового насоса та інтерпретації отриманих в
ході експерименту значень Tpi і Tpk, Ti, Tk було розглянуто кілька часових циклів
(рисунок 2.3). Встановлено, що температура фреону на вході у випарник
змінюється з часом. Це має значний вплив на режими роботи енергонасосної
установки.
У початковий період роботи теплового насоса (рисунок 2.3, а) при нагріванні
води в конденсаторі від початкового значення 291 К (відповідає температурі
повітря в лабораторії) до температури, необхідної на вході теплового насоса,
фреон повністю конденсується в трубці конденсатора (процес 2 – 3, рисунок 2.3,
і) і остигала, віддаючи своє тепло теплоносію в системі опалення. Далі тиск і
температура кипіння фреону знижувалися після проходження капілярної трубки
(процес 3-4) до величини, необхідної для його випаровування в трубці випарника.
При цьому випаровування фреону (процес 4-1, рисунок 2.3, а) відбувалося при
температурі нижче температури кристалізації води, що запустило процес
утворення льоду на поверхні трубки випарника.
У міру підвищення температури теплоносія в системі радіатора в процесі 2-
3 відбувається неповна конденсація і охолодження фреону, що викликає зсув
точки 3 на діаграмі Ph вправо в зоні двофазного стану (насичений пар + рідина)
(рисунок 2.3, б).
Коли температура води в системі опалення досягала заданого значення,
відповідного конденсації, подальше охолодження фреону в трубці конденсатора
не відбувалося (рисунок 2.3, в). Точка 3 на (рисунок 2.3, в) зміщена в область
пароподібного стану фреону. Холодоагент в пароподібному стані після
конденсатора переміщається в капілярну трубку. Після нього (пункт 4)
температура фреону на вході у випарник досягла значення 273 К. І лід, що
утворився на трубці випарника, почав танути.
Подальше підвищення температури фреону на вході у випарник призвело до
того, що його температура виявилася вище Ti. Точка 4 на (рисунок 2.3, г)
змістилася вправо від точки 1. Агрегат перестав виконувати функції теплового
насоса і почав нагрівати воду навколо трубки випарника.

а) б)

в) г)
Рисунок 2. 3. Зміна термодинамічного циклу під час роботи теплового насоса.
В результаті експериментальних досліджень в різних T0і , тимчасові
залежності δ в характерних точках на поверхні трубки теплообмінника –
випарника, а також записані залежності Tpi, Tpk, Ti і Tk від τ .

2.3.1 Температура поверхні труби випарника при різних початкових
значеннях температури води на її поверхні
За результатами експериментальних досліджень розглянутого досить
типового теплового насоса були побудовані залежності від часу Tpi при різних
початкових значеннях температури води: T0i = 280, 282, 286 К (рисунок 2.4).
Досліди проводились в лабораторних умовах при кімнатній температурі ТО =
291 К. На (рисунок 2.4) позначення 1'-15' відповідають числам термопар,
розташованим на поверхні трубки випарника, згідно з таблицею 2.1.

а)

б)

в)
Рисунок 2.4. Залежності ТПІ в характерні моменти часу при:
а) Т0і = 280 К; б) Т0і = 282 К; в) Т0і = 286 К.
Співвідношення Tpi (τ) (рис. 2.4, а, б, в) показують, що протягом перших 1000 с
після запуску теплового насоса температура поверхні трубки на вході у випарник
(термопара 1') знижувалася при будь-яких Т0і . Термопари 2', 3', 4' також зафіксовано
значне зниження температури за рахунок руху фреону (при початковій температурі
258 К) по трубці випарника. Тиск холодоагенту всередині трубки становив 0,2 МПа,
що відповідало його температурі кипіння 263 К. Процес випаровування фреону
протікав на ділянці між термопарами 1'-4' в перші 6000 с. На наступних ділянках
трубки (термопари 5'-15') температура підвищувалася за рахунок теплообміну з
водою, тобто тепловий насос працював у штатному режимі, нагріваючи холодоагент
за рахунок низькопотенційного джерела енергії.
З рисунка 2.4, а, б і в видно, що протягом перших 6000 с температури в точках
розміщення термопар 2'-15' підвищувалися з 280 К до 286 К зі збільшенням Т0i.
Це означає, що потужність випарника зростала з підвищенням температури води,
що пояснюється більш інтенсивним теплообміном при більшій різниці температур
між холодоагентом і джерелом тепла. У той же час зменшення різниці температур
між поверхнею трубки випарника між входом (термопара 1') і виходом (термопара
15') в перші 14000 с на рисунку 2.4, а, б, с за рахунок підвищення температури
фреону на вході свідчить про зниження потужності випарника.
Підвищення температури в точці 1' з часом під час роботи теплового насоса
відбувається за рахунок поступового нагрівання води, що оточує конденсатор. Як
показано на (рисунок 2.4, а, б, в), відносно тепла вода навколо конденсатора не
охолоджує фреон до температури конденсації, а надходить на вхід випарника з
підвищеною температурою.
Протягом перших 6000 с, якщо температура фреону в зоні між термопарами 1'-4'
була нижче 273 К, то на зовнішній поверхні трубки випарника відбувався процес
кристалізації води. Лід, що утворився на ділянці трубки 1'-4', знижував інтенсивність
теплообміну між водою біля поверхні випарника і холодоагентом за рахунок
збільшення загального термічного опору стінки трубки випарника і шару льоду
Збільшення. У зв'язку з незначним нагріванням фреону при русі по крижаній трубці
випарника на ділянці 1'-4' температура поверхні поступово знижувалася на
наступному ділянці трубки між термопарами 5'-15' (рис. 2.4, а, б, в). Це свідчить про
зниження ефективності теплового насоса в умовах утворення льоду на трубці
випарника.
Встановлено, що в процесі роботи теплового насоса відбувалося поступове
нагрівання фреону на вході у випарник за рахунок його неповної конденсації
(відповідає процесам на рисунку 2.3). Якщо температура поверхні трубки випарника
досягала значення 273 К, лід, що утворився на стінці трубки, починав танути. При
T0i = 280 К лід почав танути через 13500 с від початку роботи теплового насоса
(рисунок 11а). час початку танення льоду зменшився і склав 12500 с при T0i = 282
К, 12500 с, при T0i = 286 К 12000 с (рисунок 2.4, а, б, в). Експериментально
встановлено, що при Т0i збільшується на 1 К, температури в точках 2'-15'
підвищувалися на 0,6 К (близько 0,28%) в характерні проміжки часу.
У часовому інтервалі 17000 – 18000 с (рисунок 2.4, а, б, в), якщо температура в
точці 1' стала вище Ti , що відповідає процесу d (рисунок 2.3'), то на ділянках між
термопарами 2'-15' реєструвалося зниження температури фреону в міру його
переходу від входу до виходу через трубку випарника.

2.3.2. Температура води в районі поверхні випарника

За результатами експериментальних досліджень розглянутого теплового насоса
були побудовані залежності Ti = f(τ) при: T0i = 280, 282, 286 K (рисунок 2.5). Досліди
проводились в лабораторних умовах при кімнатній температурі To = 291 K. Na
(рисунок 2.5, а, б, в) позначення 1-15 відповідають номерам термопар, розташованих
в кільцевому просторі води, що оточує випарник (рисунок 2.2, а).
Результати вимірювань, наведені на (рисунок 2.5), показують, що протягом
перших 1000 секунд після початку роботи теплового насоса Ti збільшувався
(рисунок 2.5, а, б, в). Вода нагрівалася за рахунок того, що температура фреону в
початковий проміжок часу дорівнювала температурі повітря в лабораторії То = 291
К.
Потім, поки не були досягнуті моменти часу 5000 с (рисунок 2.5, а), 7000 с
(рисунок 2.5, б), 9000 с (рисунок 2.5, в), відбувався процес теплообміну води з
фреоном, що циркулює всередині трубки, і відносно тепла вода навколо випарника
охолоджувалася. 1-3, температура води нижче, ніж у термопар 13-15. При цьому
перепад температур у висоті сягав 3-4 К.

а)

б)

в)
Рисунок 2.5. Залежність температури води біля поверхні випарника в часі на: а)
T0i = 280 К; б) Т0і = 282 К; в) Т0і = 286 К.
При подальшій роботі теплового насоса і вилученні низькопотенційного тепла
Ti знижувався до 277 К, що відповідає 5000 с, при Т0 і = 280 К. Цей ефект
пояснюється тим, що при температурі води 277 К її щільність стає максимальною, а
в інтервалі 273-277 К існує інша залежність щільності від температури: більш теплі
шари стають важче холодних (тому у водоймі плаває лід, кристалізуючись при 273
К). зміни термогравітаційної конвекції. У проведених дослідах (при T0i = 282 К і
вище) Ti не опускався нижче 276 К, тому напрямок конвекції не змінювалося.
Видно (рисунок 2.5, а), що в часовому інтервалі 6000-12000 с Ti істотно не
змінився. Як видно з (рисунок 2.4, а, б, в), під час роботи теплового насоса
температура фреону підвищується за рахунок того, що відносно тепла вода навколо
конденсатора не охолоджує фреон до температури конденсації. Процес теплообміну
сповільнюється, а температура води практично не змінюється. У той же час лід, що
утворився до цього часу на поверхні трубки випарника, перешкоджає теплообміну
води з фреоном. Досліди показали, що в зоні з відносно високим Ti товщина льоду
значно менше (рис. 2.5, б). У дослідах при T0i = 286 К (рис. 2.5, в) шар льоду, що
T0i
утворився, був мінімальним, тому що в цих дослідах Ti був вище, ніж при = 280
K, T0i = 282 K. Тому теплообмін води з фреоном був більш тривалим. δ для умов
(рисунок 2.5, б, в) менше, ніж для умов (рисунок 2.5, а). Отже, передача тепла від
води до фреону протікала дещо інтенсивніше, а температура води на (рисунок 2.5, б,
в) продовжувала знижуватися.
Через 15000 с (рисунок 2.5, а), 14000 с (рисунок 2.5, б) і 12000 с (рисунок 2.5, в)
з моменту початку роботи теплового насоса вода в районі трубки випарника почала
нагріватися, за рахунок підвищення температури фреону при нагріванні води
навколо конденсатора.

2.3.3. Товщина льоду на поверхні трубки випарника при різних
температурах води

За результатами проведених дослідів були виявлені залежності δ на поверхні
труби випарника від часу роботи теплового насоса δ = f(τ) в характерних точках
(рисунок 2.6) при T0i = 280, 282, 286 К. Досліди проводились при кімнатній
температурі To = 291 K. Na (рисунок 2.6) L1-L8 відповідають товщині льоду в
характерних точках по довжині труби випарника, розташованих відповідно до
координат, наведених в таблиці 2.2.
При включенні теплового насоса, якщо тиск фреону після капілярної трубки
знижувався до 0,2 МПа, а його температура на вході у випарник знижувалася до 258
К (рисунок 2.5, а, б, в), в районі трубки випарника між контрольними точками L1-
L2 починався процес переходу води в твердий стан (рисунок 2.6, а, б, в). Через 2000
секунд (рисунок 2.6, У міру збільшення δ на ділянках L1-L2-L3 до 2-3 мм
інтенсивність теплообміну між холодоагентом і водою навколо випарника
знижувалася. В результаті знизилася температура поверхні трубки випарника в
наступних областях продовжував знижуватися, що призвело до кристалізації води по
всій трубці випарника. Через 2500 с (рисунок 2.6, а), 3500 с (рисунок 2.6, б), 5000 с
(рисунок 2.6, в) лід покрив всю поверхню трубки випарника. Процес кристалізації
води на поверхні трубки випарника протікав тим інтенсивніше, чим нижче Т0і .

а)

б)

в)
Рисунок 2.6. Залежність товщини шару льоду в характерних точках поверхні
трубки випарника від часу при: а) T0i = 280 К; б) Т0і = 282 К; в) Т0і = 286 К.
Максимальна товщина шару льоду (δmax) була зафіксована на вході в трубку
випарника (L1), так як в цей момент мінімальна температура фреону (258 К)
T0i
зберігалася протягом більш тривалого інтервалу часу. Значення δmax при =
T0i
280 К дорівнює δmax = 11 мм (рисунок 2.6, а), при = 282 K δmax = 8,5 мм
T0i
(рисунок 2.6, б), при = 286 K δmax = 7,3 мм (рисунок 2.6, в). Встановлено, що
при збільшенні Т0і на 1 К δ зменшується приблизно на 5%.
Під час роботи теплового насоса, коли температура фреону на вході у
випарник почала підвищуватися через його неповну конденсацію в конденсаторі
при нагріванні води навколо останнього, лід на поверхні трубки випарника
починав танути ). У цей момент товщина льоду була найменшою, тому нагрітий
фреон, що рухався в трубці, прогрівав її інтенсивніше. Час початку танення льоду
в точці L8 дорівнює 6000 с (рис. 2.6, а, б, в).
В ході експериментальних досліджень було встановлено, що перехід льоду
в рідкий стан починався на зовнішній поверхні шару (з боку води). Танення льоду
відбувалося при середній температурі поверхні трубки, що дорівнює 271 К. У цей
момент на шар льоду в більшій мірі впливав рух відносно теплих шарів води біля
поверхні трубки випарника, ніж відведення тепла в фреон. Шар льоду на
поверхні трубки випарника почав танути з двох сторін. Часом завершення
процесу танення льоду можна вважати час 13500 с при T0i = 280 К і близько 12000
с при T0i = 282 К і 286 К (рис. 2.6, а, б, в). Таким чином, при збільшенні T0i на 1
К час танення льоду зменшувався в середньому майже на 2%.
Як видно з рисунка 2.6, значення δ з точки L1 не досягає нуля. Це пов'язано
з тим, що в процесі плавлення льоду в початковому відділі трубки випарника у
напрямку руху фреону лід, досягнувши товщини 4-5 мм, відколовся від поверхні
трубки.
Крім того, була зафіксована різна товщина льоду на верхній і нижній
поверхнях трубки випарника. Цей ефект обумовлений ефектом конвективного
руху шарів води з різною температурою навколо випарника під дією сили
тяжіння.

2.3.4. Температура води біля поверхні конденсатора при різних початкових
значеннях температури води в районі трубки випарника

За результатами експериментальних досліджень для розглянутого
теплового насоса були побудовані залежності Tc = f(τ) в характерних точках
води, що оточують конденсатор при різних значеннях: T0i = 280, 282, 286 K
(рисунок 2.7). Досліди проводились в лабораторних умовах при кімнатній
температурі To = 291 K. Na (рисунок 2.6, а, б, в) позначення 1-15 відповідають
номери термопар, розташовані у воді, заповнюючи кільцевий простір
конденсатора (рисунок 2.2).

а)

б)

в)
Рисунок 2.7. Залежність температури води в районі трубки конденсатора від
часу при: а) T0i = 280 К; б) Т0і = 282 К; в) Т0і = 286 К.
В експериментальних дослідженнях початкова температура води біля
поверхні трубки конденсатора (Т0к) становила 291 К, що відповідало температурі
в лабораторії. Збільшення Тк з часом з 291 К до значення 307 К відбувалося
протягом перших 7000 с (рис. 2.7, а, б, в). збільшений у верхній і середній
частинах обсяг води, які складають близько 70% від загального обсягу
(термопари 4-15). Після 13000 від роботи ТК дещо зріс і досяг 313 К.
При порівнянні (рис. 2.7, а, б, в) було встановлено, що температури, записані
термопарами при T0i = 282 К, в середньому на 0,5 К вище значень в тих же точках в
даний момент часу при T0i = 280 К. При збільшенні T0i до значення 286 К ця різниця
збільшилася на 1,5 К. Збільшення T0i призвело до збільшення швидкості нагріву
води навколо конденсатора (рисунок 2.7, а, б, в).
Встановлено, що при збільшенні Ti на 1 К час нагріву води в конденсаторі
зменшувався приблизно на 1,7%.

2.3.5. Температура поверхні трубки конденсатора при різних початкових
значеннях температури води біля поверхні випарника

Виходячи з результатів експериментальних досліджень розглянутого теплового
насоса, встановлені залежності Tpk = f(τ) при різних T0i = 280, 282,
286 К (рисунок 2.8). Досліди проводились в лабораторних умовах при кімнатній
температурі To = 291 K. Na (рисунок 2.8) позначення 1'–15' відповідають числам
термопар, розташованим на поверхні трубки конденсатора згідно з таблицею 2.1.

а)

б)

в)
Рисунок 2.8. Залежності температур стінки конденсатора в характерних
точках від часу на: а) T0i = 280 К; б) Т0і = 282 К; в) Т0і = 286 К.
Після 5000 С роботи теплового насоса температура поверхні трубки на вході
в конденсатор (термопара 1') зросла з початкового значення 291 К до 308 К (рис.
2.8, а, б, в). При цьому на виході з конденсатора температура поверхні трубки
становила 303 К (термопара 15'). охолов, віддаючи своє тепло. Отже, його
температури і поверхні трубки на виході були нижчими, ніж на вході.
Максимальна різниця в показаннях термопар 1' і 15' не перевищувала 5-6
градусів.
Можна побачити, що мінімальні температури фіксуються за допомогою
термопари 14', а не 15', що ближче до виходу випарника (рисунок 2.8, а, б, в). Це
пов'язано з тим, що 15'-термопара знаходиться трохи вище в координаті z, ніж 14'-
термопара (рисунок 2.2, а), яка розташована в більш теплих верхніх шарах води
навколо конденсатора.
Встановлено, що ТПК досягла значення 318 К на вході і 313 К на виході з
конденсатора через 14000 с від початку роботи теплового насоса (рис. 2.8, а, б,
в). Подальше зростання температури було сповільнено за рахунок того, що
зменшилася різниця температур між фреоном і водою біля конденсатора, а, отже,
і інтенсивність відведення тепла.
При збільшенні T0i на 2 - 6 К (рис. 2.8, б, в) значення Tpk в однакових
точках часу в даний момент часу були в середньому на 2-2,5 К вище, ніж при
T0i = 280 К (рис. 2.8, а).

2.3.6. Термодинамічні параметри холодоагенту при роботі теплового насоса

Для аналізу зміни термодинамічних характеристик холодоагенту в
робочому контурі теплового насоса в ході експериментальних досліджень
контролювали тиск на вході і виході компресора за допомогою манометрів
(рисунок 2.1). На підставі отриманих значень можна пояснити фізичні
процеси, що відбуваються під час роботи теплового насоса.
Після пуску і в початковий період роботи агрегату тиск холодоагенту на
вході в компресор становив 0,2 МПа (відповідає його температурі кипіння 263
К). У проміжку часу від 1000 до 3000 від роботи теплового насоса температура
холодоагенту на вході у випарник (термопара No 1', (рисунок 2.4, а, б, в)) впала
нижче цього значення між термопарами 2'-15' (рисунок 2.4, а) вона нагрівалася
до температури кипіння і переходила в пароподібний стан. У зв'язку з тим, що
температура фреону була нижче 273 К, на зовнішній поверхні трубки почалася
кристалізація води. Цей процес відповідає розділу 4-1 про (рисунок 2.3, а).
Згодом тиск фреону у випарнику не змінювався, але його температура
поступово збільшувалася через неповну конденсацію при нагріванні води
навколо конденсатора. Через 5000 секунд в області термопари 1' холодоагент
набув властивостей вологої пари. На ділянках трубки, розташованих між
термопарами 5'-15', стався перегрів парного фреону. Лід продовжував
накопичуватися на наступних ділянках у напрямку руху. крива 4–1 (рисунок
2.3, б).
При подальшому нагріванні холодоагенту через 7000 секунд роботи
теплового насоса фреон на вході у випарник (термопара 1') був сухою парою,
оскільки його температура перевищувала насичену пару при заданому тиску
кипіння.
У період від 8000 до 14000 С в трубці випарника перегрівався сухий пар,
і температура його поверхні на вході перевищувала 273 К (рис. 2.4, а).
Утворився до цього часу лід на поверхні трубки випарника почав танути
(рисунок 2.6, а).
Після закінчення 14000 с температура фреону на вході у випарник перевищила
Ті . Холодоагент, проходячи через трубку випарника, охолоджується за рахунок
нагрівання води (відповідає кривій 4-1 на рисунку 2.3, г). На цьому етапі, як
зазначалося раніше, агрегат перестав виконувати функції теплового насоса.
Показання манометра, встановленого після компресора на вході в
конденсатор, становили 1,1 МПа і зберігалися постійними протягом усього
експерименту. При такому тиску температура конденсації фреону становить
315 К.
У перші 7000 років після експлуатації агрегату температура зовнішньої
поверхні трубки на вході в конденсатор (показання термопари 1') становила
близько 310 К (рис. 2.8). Встановлено, що фактична температура фреону в
трубці конденсатора становила 7-8 К. Таким чином, в перші 7000 с температура
фреону на вході в конденсатор становила приблизно 317 К. При такій
температурі холодоагент на вході в конденсатор мав властивості сухої пари.
термопар 1'-3', фреон охолоджували до насиченого рідкого стану. На виході з
конденсатора його температура була нижчою за температуру конденсації на 1-
3 К. Отже, в перші 7000 днів роботи теплового насоса конденсатор
функціонував відповідно до кривої 2-3 (рисунок 2.3, а).
Після 7000 від роботи агрегату, коли температура води в районі виходу з
трубки конденсатора досягла 308 К (рис 2.7, а, термопара No 15), температура
фреону становила близько 315-316 К, що вище температури конденсації. Через
7000 днів роботи холодоагент, проходячи через конденсатор, повністю не
перейшов у рідкий стан. Отже, конденсатор почав працювати по кривій 2-3 на
(рисунок 2.3, б).
У часовому інтервалі 7000 ≤ τ ≤ 14000 с холодоагент на виході з трубки
конденсатора знаходився в області сухої пари (рис. 2.3, г).
В кінці 14000 від роботи теплового насоса його термодинамічний цикл
відповідав рисунку 2.3, г. Вода в конденсаторі не нагрівалася.

2.3.7. Основні параметри роботи теплового насоса при використанні в
якості джерела тепла сольового розчину

Експериментально досліджено основні характеристики роботи
теплового насоса при використанні розчину солі біля поверхні труби
випарника замість прісної води як низькопотенційного джерела енергії.
Температурні залежності розчину солі біля поверхні випарника і води в
районі трубки конденсатора показані на рисунку 2.9, рис 2.11, відповідно,
залежність від часу температури поверхні трубок випарника і конденсатора
показана на рисунку 2.10, рис 2.12 відповідно. Початкове значення
температури розчину солі становило 280 К, що відповідало температурі раніше
вивченого процесу при використанні прісної води (1 п.с. 2.3.1-2.3.6)
Теплопровідність розчин дорівнює 0,574 Вт/м·К, питома масова теплоємність
– 3,3 кДж/кг К. Досліди проводились в лабораторних умовах при кімнатній
температурі ТО = 291 К. На рисунку 2.9, рисунку 2.11 позначення 1-15
відповідають числам термопар, розташованих вертикально в кільцевому
просторі випарника і конденсатора
(Рисунок 2.2, а). На рисунку 2.10, рисунку 2.12 позначення 1'-15' відповідають
номерам термопар, розташованим на поверхні трубок випарника і
конденсатора (табл. 2.1).
Аналіз зміни температури розчину солі в часі (рис. 2.9) показав, що в
перші 7500 років після експлуатації агрегату температура розчину
знижувалася за рахунок нагрівання холодного фреону, що рухається в трубці
випарника. При цьому спостерігалося зниження температури розчину солі з
глибиною (рис. 2.9). У нижній частині його шару (термопара 1, рисунок 2.9)
була зафіксована мінімальна температура розчину 275,3 К при часі 7500 с.
На відміну від прісної води, розчин солі не змінював напрямку
розшарування теплого і холодного шарів при зниженні температури навколо
випарника до 277 К і нижче. Ефект термогравітаційної конвекції в розчині солі
виявився набагато менше, ніж в прісній воді. Процес охолодження прісної води
біля поверхні випарника протікав більш інтенсивно. Мінімальне значення
температури води становило 273,5 К (рисунок 2.5, а).
В експериментах було встановлено, що через 7500 с (рисунок 2.9)
температура розчину стала підвищуватися з більшою швидкістю, ніж при
використанні води через відсутність льоду на поверхні трубки випарника.

Рисунок 2.9. Залежність температури розчину солі біля поверхні трубки
випарника від часу
З порівняння (рисунок 2.5, а) і (рис. 2.10) видно, що значення в точці
термопари No 1' однакові (258 К) незалежно від виду рідини і джерела тепла біля
поверхні трубки випарника (прісна вода або розчин солі). Однак температури в
точках 3', 4' (рисунок 2.10) не знизилися до 273 К. Це свідчить про те, що при
використанні сольового розчину фреон на ділянці 1'-4' трубки випарника
нагрівався інтенсивніше через відсутність льоду.
Аналогічно водяному (рисунок 2.5, а), при продовженні функціонування
теплового насоса, коли температура води навколо конденсатора близька до 308-
315 К, температура холодоагенту на вході у випарник (1') починає зростати за
рахунок неповної конденсації на вході в капілярну трубку (рисунок 2.10)

Рисунок 2.10. Температурні залежності стінки трубки випарника, оточеної
розчином солі, за часом
Аналіз отриманих експериментальних залежностей зміни Tk (рисунок
2.11) показав, що при використанні розчину солі у випарнику значення
температур води в характерних точках термопар навколо конденсатора
збільшувалися на 0,7 К в порівнянні з використанням прісної води в
ідентичний час (рис. 2.7, і). Тому при використанні розчину солі в районі
трубки випарника час нагріву води конденсатором скорочувався приблизно на
9%.

Рисунок 2.11. Залежність температур води біля трубки конденсатора в часі
У той же час значення температур в точках від 1' до 15', розташованих на
поверхні трубки конденсатора (рис. 2.12), збільшувалися на 1,5 К при
використанні замість води в районі трубки випарника в якості джерела тепла
при ідентичній початковій температурі (рисунок 2.7, а).

Рисунок 2.12. Залежності температур поверхні стінки трубки конденсатора від
часу
У всіх дослідах тиск кипіння і конденсації підтримувався на рівні 0,2
МПа і 1,1 МПа відповідно і не залежав від типу використовуваного
низькопотенційного джерела енергії.
Виходячи з отриманих результатів, можна зробити висновок, що
використання розсолу в якості джерела тепла для теплових насосів є більш
ефективним рішенням при інших рівних умовах, в порівнянні з використанням
прісної води. Ефективність відбору тепла в основному підвищується за
рахунок того, що на трубці випарника, зануреній в джерело з відносно низькою
температурою солоної води, не утворюється лід, що перешкоджає теплообміну
між водою і холодоагентом у випадку з прісною водою. Температура
кристалізації знижується тим більше, чим вище концентрація солі у воді.
Однак, як було показано вище (пункт 1.2 глави 1), застосування сольового
розчину викликає додаткові труднощі в процесі експлуатації енергонасосного
агрегату. Зокрема, при тривалій експлуатації на теплообмінних поверхнях
може осідати сіль, що з часом також знижує ефективність передачі тепла
фреону. Крім того, солона вода, агресивна по відношенню до металу, викликає
передчасну корозію труб випарника, що тягне за собою додаткові витрати на
заміну обладнання.

2.4. Коефіцієнт перерахунку теплового насоса

Відповідно до результатів дослідів, наведених у пунктах 2.3.1-2.3.7, були
розраховані коефіцієнти перетворення тепла насосного агрегату.
Коефіцієнт перетворення енергії теплового насоса визначається за
формулою [15]:

Параметри електродвигуна компресора в ході дослідів вимірювалися
амперметром і вольтметром і не змінювалися у всіх дослідах: Ũ = 230 В; I =
0,87 А,
Потужність конденсатора була визначена з рівняння [15]:

При записі рівняння (2.8) виходило з того, що температура води змінюється
з часом тільки у вертикальній координаті (Z).
Інтеграл виразу (2.8) при наближенні за формулою Сімпсона можна
представити у вигляді:

де Δz – відстань між двома сусідніми термопарами, розташованими
вертикально в баку при роботі конденсаторів нагрітої води, Δz = 0,015 м; ΔTi –
різниця температур у конденсаторі (інтервал часу приймається рівним Δ τ = 900
с)
На відміну від раніше описаних похибок прямих вимірювань
контрольованих значень, похибка у визначенні коефіцієнта корисної дії
теплового насоса визначалася і як похибка непрямих значень, так як вона не
вимірювалася безпосередньо, а обчислювалася за формулою (2.10).
Непрямі Абсолют помилка Визначення Коефіцієнт корисної
дії теплового насоса дорівнює:

де - непряма абсолютна похибка визначення
потужність компресора, Вт.
–непряма абсолютна
похибка у визначенні потужності конденсатора, Вт;
Т1, Т2, Т3... Т15, К - експериментальні значення температури. Похибки для
функцій ∆Т1, ∆Т2,... ∆Т15 розраховували окремо.
Значення максимальних абсолютних похибок при визначенні потужності
конденсатора і компресора представлені в таблиці 2.6.

Таблиця 2.6. Максимальні абсолютні похибки при визначенні потужності
конденсатора і компресора
Експериментальні T0i = 280 К T0i = 282 К T0i = 286 К При використанні
дані розсіл біля
випарника
∆Qс, Вт 3,5 2,2 2,1 1,9
ΔN, Вт 3.2 3.4 3,6 3,3

Максимальні значення абсолютної похибки при визначенні коефіцієнта
корисної дії теплового насоса наведені в таблиці 2.7.

Таблиця 2.7. Максимальні абсолютні похибки при визначенні коефіцієнта
корисної дії теплового насоса
Експериментальні T0i = 280 К T0i = 282 К T0i = 286 К При використанні розсолу біля
дані випарника
Δη 0,14 0,18 0,17 0,14

Отримані значення максимальних абсолютних похибок при визначенні
коефіцієнта корисної дії теплового насоса можна вважати прийнятними.
Розрахунок коефіцієнта перетворення енергії за результатами
експериментів проводився в середовищі MatLab при різних значеннях T0і .
Отримані результати представлені у вигляді залежностей коефіцієнта
перетворення енергія-час (рисунок 2.13).
Як видно з рисунка 2.13, після запуску дослідної установки і в перші
2000 років після її експлуатації коефіцієнт перетворення теплового насоса
зростає і перевищує значення 2 при T0i = 280 К, 2,1 при T0i = 282 К, 2,17 при
Т0i = 286 К. У часовому інтервалі від 2000 до 4000 с коефіцієнт перетворення
енергії дещо змінився, залишаючись майже на максимальному рівні. При τ
більше 4000 с, коефіцієнт перетворення енергії знижувався і через 7000 с
досягав значення 1,7; 1,8; 1,9 при T0i = 280 K, T0i = 282 K, T0i = 286 K.
Зниження продуктивності теплового насоса відбувається за рахунок утворення
шару льоду на трубці випарника, в результаті чого знизилася інтенсивність
теплового потоку від води до фреону.

Рисунок 2.13. Зміна коефіцієнта перетворення енергії теплового насоса з часом
на: 1 – Т0і = 280 К, 2 – Т0i = 282 К, 3 – Т0i = 286 К.
При часі понад 14000 с потужність конденсатора була меншою, ніж
потужність компресора). Фреон перестав нагріватися в міру проходження
через трубку випарника. В цей час тепловий насос перестав виконувати свою
функцію.
Виходячи з отриманих залежностей η=f(τ) (рисунок 2.13), можна
зробити висновок, що при збільшенні температури води навколо трубки
випарника на 1 К коефіцієнт перетворення теплового насоса (η) збільшувався
на 3%.
Для того щоб підвищити ефективність роботи теплового насоса, який
використовує в якості джерела тепла прісну воду з відкритих водойм, які
досить поширені, необхідно вжити заходів по видаленню з трубки випарника
льоду, що перешкоджає теплообміну між водою і фреоном. У зв'язку з цим
пропонується використовувати наступну схему роботи установки. Необхідно
розділити робочий цикл теплового насоса на два етапи: перший – нагрівання
води, другий – видалення утворився з часом льоду з поверхні трубки
випарника та підготовка до роботи в наступному циклі.
Наприклад, коли T0i дорівнює 280 К, час робочого циклу теплового
насоса становив 14000 с (рисунок 2.13). Протягом перших 7000 с тепловий
насос нагрівав воду навколо конденсатора до середньої температури 308 К з
коефіцієнтом корисної дії більше 1,8. що фреон повністю не конденсувався в
конденсаторі і надходив на вхід випарника з температурою вище температури
кристалізації води. В цей час лід на поверхні трубки випарника почав танути.
Потім цикл повторювався (рисунок 2.14).

Рисунок 2.14. Цикли роботи теплового насоса в режимі нагріву води навколо
конденсатора і плавлення льоду на трубці випарника при T0i = 280 К.
Можна відзначити, що такий циклічний характер роботи теплового
насоса в умовах утворення льоду на поверхні трубки випарника не
характеризує стабільний обігрів (обігрів) приміщення, навіть при
використанні системи «тепла підлога». Поверхня такої підлоги за один цикл на
першому етапі роботи теплового насоса буде нагріта до температур не більше
315 К (як встановлено в експериментах), а потім протягом досить тривалого
часу буде охолоджуватися до температури не більше 295 К. Таких температур
нагрівальних поверхонь явно не вистачить для забезпечення прийнятного
теплового режиму обігрівається таким чином приміщення.

РОЗДІЛ 3. ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ ТЕРМОГРАВІТАЦІЙНОЇ
КОНВЕКЦІЇ БІЛЯ ПОВЕРХНІ ТЕРМІЧНОГО ВИПАРНИКА НАСОСУ
ДЛЯ ПРОЦЕСУ УТВОРЕННЯ ЛЬОДУ НА СТІНЦІ ЙОГО ТРУБИ

МКР 25.144.86 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Дубина Літ. Арк. Акрушів
Розділ 3
Перевір. Беспалько
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 3. ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ ТЕРМОГРАВІТАЦІЙНОЇ
КОНВЕКЦІЇ БІЛЯ ПОВЕРХНІ ТЕРМІЧНОГО ВИПАРНИКА НАСОСУ
ДЛЯ ПРОЦЕСУ УТВОРЕННЯ ЛЬОДУ НА СТІНЦІ ЙОГО ТРУБИ

3.1. Методи експериментального дослідження
З метою аналізу впливу конвективного потоку, що виникає навколо
поверхні трубки випарника під впливом термогравітаційної конвекції, на
процес кристалізації води на поверхні її трубки, було проведено ряд
експериментів. Результати розрахунків, отримані без урахування впливу
конвекції на інтенсивність теплообміну між водою навколо випарника і
холодоагентом, порівнювали з результатами експериментів.
Схема експериментальної установки аналогічна описаної раніше
(рисунок 2.1). Крім того, з метою мінімізації ефекту підвищення температури
фреону внаслідок його неповної конденсації при підвищенні температури води
навколо трубки конденсатора в ході експерименту конденсатор був оточений
повітрям при постійній температурі 291 К. Початкова температура води
навколо випарника при таких експериментах становила 280 К.
Схема розташування термопар і вимірювання товщини шару льоду, що
утворюється на теплообмінній поверхні випарника наведені на рисунку 3.1.
Для контролю зміни температури води навколо трубки випарника в кільцевому
просторі по всій його висоті рівномірно розмістили шість хромель-
алюмельних (СА) термопар (No 1-6) з кроком z = 0,04 м, як показано в таблиці
3.1 і рисунку 3.1.

Таблиця 3.1. Координати розміщення термопари (ТП) (рисунок 3.1, а)
Відсутність 1 2 3 4 5 6
ТП
Х, м 0,11 0,11 0,11 0,11 0,11 0,11
з, м 0,21 0,17 0,13 0,09 0,05 0,01

і) B)
Рисунок 3.1. Схема розташування контрольних точок температури і товщини
льоду: (а) навколо трубки випарника, (б) на поверхні її трубки: 1–6 – точки
термопари навколо випарника, 1'–8' точки термопари на поверхні трубки, L1–
L10 – точки контролю товщини льоду на поверхні трубки.

Для контролю температури поверхні трубки випарника по всій довжині
трубки з кроком 0,44 м були рівномірно розташовані вісім хромель-алюмельних
термопар (No 1'-8').
Товщину льоду вимірювали в опорних точках від L1 до L10 по довжині
труби відповідно до рисунка 3.1, б і таблицею 3.3.
Таблиця 3.2. Координати розміщення термопари на поверхні трубки
випарника (рисунок 3.1, б)
Ні 1' 2' 3' 4' 5' 6' 7' 8'
х, м 0 -0,075 0,11 0 -0,075 0,085 0,08 -0,05
у, м 0 0,125 0,145 0 0,1 0,145 0 0,075
з, м 0,02 0,045 0,09 0,135 0,135 0,18 0,225 0,02

Таблиця 3.3. Координати точок вимірювання товщини шару льоду на
поверхні трубки випарника
Найменування Л1 Л2 Л3 Л4 Л5 Л6 Л7 Л8 Л9 Л10
Довжина
перетину труби, 0 0,115 0.26 0,445 0,59 0,775 0,92 1, 105 1, 43 1,58
м
x 0 0,115 0,115 -0,07 -0,07 0,115 0,115 -0,07 0,115 0,115
Координати, м y 0 0 0 0,145 0 0 0,145 0,145 0 0,145
z 0 0.045 0.045 0.045 0.045 0,09 0,09 0,09 0,135 0,135

Максимальні значення відносної похибки вимірювання температури
термопарами представлені в таблиці 3.4.
Таблиця 3.4. Максимальна відносна похибка вимірювання (Δmax)
температури поверхні трубки випарника і води в її околицях
Місце
вимірювання
T ТПІ
температури
Δmax, %
0,19 0,19

Згідно з таблицею 3.4, максимальна відносна похибка вимірювання
температури термопарами в різних точках на поверхні трубки випарника і води
становить 0,19%.
Максимальна відносна похибка вимірювання δ представлена в таблиці 3.5.
Таблиця 3.5. Максимальна відносна похибка вимірювань товщини льоду
Δmax, % при Δmax, % при Δmax, % при
T0k = 291 K T0k = 298 K T0k = 301 K
10 9,6 4

Як видно з таблиці 3.5, відносна похибка вимірювання δ виявилася не більше
10%.
3.2. Результати експериментів
В ході експериментів були отримані залежності температур в
характерних точках досліджуваної зони від часу.
На рисунку 3.2 показані зміни температури в характерних точках
поверхні трубки теплообмінник-випарник зі збільшенням часу.
Протягом перших 1000 секунд після запуску теплового насоса
температура поверхні трубки на вході у випарник (термопара 1') після
дроселювання знизилася до 258 К (рисунок 3.2). Термопари 2', 3' також
зафіксували значне зниження температури (до 263 К) з тимчасовою затримкою
(2500 с і 5000 с відповідно), за рахунок руху холодного фреону по трубці
випарника. Температури в точках 4'-8' були нижчими, ніж температура кипіння
фреону. Можна зробити висновок, що процес закипання холодоагенту
відбувався тільки на короткій ділянці труби між термопарами 1'-3'.

Рисунок 3.2. Залежність температури поверхні стінки трубки випарника від
часу: 1'–8' від чисел термопар, розташованих на поверхні трубки випарника
(табл. 3.2 і рисунок 3.1, б).
Температури в точках 4'-8' поступово знижувалися, тому що в зоні між
термопарами 1'-3' на поверхні трубки випарника відбувався процес
кристалізації води. Утворений шар льоду перешкоджав теплообміну води з
фреоном, тому низькотемпературний фреон переміщався далі по трубці
випарника. З плином часу різниця температур в точках (1', 2', 3', 4')
зменшувалася (рисунок 3.2). Коли температура поверхні трубки випарника в
цих точках опускалася нижче 273 К (рисунок 3.2), в зонах, розташованих
нижче за течією холодоагенту, утворювався лід.
На відміну від результатів, представлених в (рис. 2.4, а), через 6000
секунд температура в області між термопарами 4'-8' продовжувала поступово
знижуватися, а температура на вході у випарник (термопари 1'-3') зростала
повільніше. Це було пов'язано з тим, що фреон не нагрівався в конденсаторі
під час роботи агрегату, продовжуючи віддавати тепло і повністю
конденсуватися в ньому.
На рисунку 3.3 показана залежність температури води навколо
випарника в часі.

Рисунок 3.3. Зміна з часом температури води в районі трубки випарника: 1–
6 – показання термопари, розташовані відповідно до таблиці 3.1 і рисунок 3.1, а.

У перші 4000 днів роботи температура води навколо випарника різко
знизилася (рисунок 3.3). Причому найбільш значне падіння відбулося в районі
вхідного перетину трубки випарника з найнижчою температурою (термопари
1'-3', рисунок 3.2). Значна зміна температури води спричинила утворення
інтенсивної термогравітаційної течії. При швидшому охолодженні верхні шари
води опускалися вниз, а тепліші нижні шари піднімалися вгору (рис. 3.3). Через
4000 с (рисунок 3.3), коли температура води у випарнику знизилася до 277 К,
її щільність стала максимальною. В результаті змінився напрямок
конвективного потоку: на дні накопичувалися відносно теплі шари (термопари
1, 2, (рисунок 3.3)), а вгору піднімалися більш холодні шари (термопари 3-6,
рисунок 3.3). Встановлено зворотну температурну стратифікацію.
У зв'язку з тим, що після 4000 С роботи температура води під трубкою
була вище її поверхні і становила близько 276,5 К (рисунок 3.3), на ділянці
трубки випарника L7-L10 було зафіксовано зниження інтенсивності процесу
кристалізації води і подальше її припинення після 4000 С (рисунок 3.4, рисунок
3.1, б).
При тривалому часі роботи товщина льоду перестала змінюватися на
нижній частині трубки випарника (через 4000 с, рисунок 3.4), в той час як на
верхній частині (L1-L6) тривав процес кристалізації води, але його
інтенсивність знижувалася. δЗниження швидкості росту шару льоду на верхній
частині трубки випарника пояснюється зменшенням впливу холодного фреону
за рахунок збільшення термічного опору льодовикового шару при збільшенні
його товщини. закріплюється на початковому відрізку трубки випарника (Л1-
Л6, рисунок 3.4).
У проведених дослідах було встановлено, що швидкість утворення льоду
на поверхні трубки випарника на ділянці L1-L6 (перші 0,8 м довжини трубки)
була вище, ніж на наступному ділянці L7-L10 (рисунок 3.4). Пояснюється це,
по-перше, мінімальною температурою фреону на вхідному ділянці трубки
випарника (вона знизилася до 258 К (рисунок 3.2)), а по-друге, тим, що через
4000 секунд на початковому перерізі трубки Температура води була низькою
(рисунок 3.4).

Рисунок 3.4. Залежність товщини шару льоду від поверхні трубки випарника
за часом: L1–L10 (точки вимірювання товщини льоду на поверхні трубки
випарника відповідають таблиці 3.3 і рисунку 3.1, б).
Побудовано розподіл δ по довжині труби випарника і в часі (рисунок
3.5). Фотографія роботи випарника в умовах кристалізації води на його
теплообмінних поверхнях показана на рисунку 3.5

Рисунок 3.5. Зміна товщини льоду по довжині трубки випарника і з плином
часу.

Рисунок 3.6. Фото випарника теплового насоса, що працює в умовах
кристалізації води на його теплообмінних поверхнях.
На рисунку 3.5 видно, що лід утворився тільки на ділянці труби (верхня
частина випарника) довжиною 1,6 м), який становив близько 50% від її загальної
довжини (3,11 м).
3.3. Аналіз впливу термогравітаційної конвекції на процес кристалізація води
на поверхні трубки випарника
Аналіз впливу конвективного струму, що виникає біля поверхні трубки
випарника під впливом термогравітаційної конвекції, на процес утворення
льоду на поверхні її трубки проводився шляхом порівняння значень товщини
льоду, розрахованих за методом [45] без урахування ефекту конвекції з
отриманими в ході експерименту. Порівняння проводилося при ідентичних
експериментальних значеннях поверхні трубки випарника і води, що оточує її.
Рівняння теплообміну на межі розділу лід - вода [15] в умовах
термогравітаційної конвекції виглядає наступним чином:

Де – різниця в температурі води (T ) і кристалізація води Т ф =
273К ;
Якщо припустити, що процес теплообміну між водою і холодоагентом в
трубці відбувається тільки за рахунок теплопровідності, то рівняння (3.1)
прийме вигляд [14]:

Тоді товщину шару утворює льоду можна розрахувати за формулою [14]:

де δ= dri(τ + Δ τ)+ dri(τ).
На рисунку 3.7 показані зміни δ часу під час роботи теплового насоса
(експериментальні значення – крива 1, розрахована за формулою (3.3) без
урахування впливу конвекції – крива 2).

а) б)

в) г)
Рисунок 3.7. Зміна товщини шару льоду на поверхні трубки випарника з
плином часу: 1 – вимірюється в ході експерименту, 2 – розраховується за
формулою (3.3) в контрольних точках, поверхня трубки (відповідає рисунку 3.1,
б і таблиці 3.3): а) L2, z = 4,5 см; б) L4, z = 4,5 см; в) L7, z = 9 см; г) L9, z = 13,5
см.
У контрольній точці δ на поверхні трубки, розташованої у воді при z = 4,5 см
(точки L2 і L4, рисунок 3.7 а, б), максимальна різниця між вимірюваної і
розрахункової товщиною становила близько 4 мм при τ = 2000 с (рисунок 3.7, а)
і близько 5 мм при τ = 6000 с (рисунок 3.7, б). Після досягнення максимуму
різниця між дослідним і розрахунковим значеннями δ зменшувалася (рис. 3.7, а,
б). Вода у верхній частині контуру випарника, де розташовувалися контрольні
точки, з часом остигала до температури нижче 274 К. В результаті змінився
напрямок стратифікації водних шарів. У верхній частині була зафіксована
відносно невисока температура води (273-274 К). При цьому вертикальний рух
води майже був відсутній. Отже, з плином часу вплив конвекції на процес
утворення льоду на трубці випарника зменшувався, а різниця між
розрахунковими і експериментальними значеннями товщини шару льоду
зменшувалася.
З порівняння залежностей δ(τ) (рис. 3.7 а і б) видно, що кристалізація води
на поверхні трубки в точці (L4) почалася на 1500 с пізніше точки (L2), так як точка
L4 знаходилася далі від входу в трубку випарника, ніж точка L2. Як видно на
рисунку 3. 5, на вхідному ділянці трубки почалося утворення шару льоду, з часом
процес кристалізації перемістився по її довжині. З цієї причини утворення льоду
в випробувальних точках L7 і L9 (рисунок 3.7, в, г) почалося через 2500 с і
5500 с відповідно від початку роботи установки теплових насосів.
На рисунку 3.7 в, d, в опорних точках L7 і L9, розташованих ближче до дна
труби випарника на глибині 9 см і 13,5 см відповідно, спостерігалося значне
розбіжність між експериментальним і розрахунковим значеннями δ, яке
збільшувалося з плином часу. Значні відмінності в товщині льоду (криві 1 і 2)
помітні після 3000 С роботи теплового насоса на глибині 9 см (точка L7, рисунок
3.7, в), а через 6000 с – на глибині 13,5 см (точка L9, рисунок 3.7, г). Це пов'язано
з тим, що до цього часу δ на поверхні трубки становив менше 5 мм, при цьому
передача тепла від води до холодоагенту відбувалася в більшій мірі за рахунок
теплопровідності. Через 3000 с і 6000 с (рис. 3.7, в, г) товщина шару льоду
перевищила 5 мм, і з цього моменту на процес теплообміну став істотно впливати
рух водних шарів. запобігання утворенню льоду. Встановлено, що
термогравітаційна конвекція перешкоджала утворенню льоду, чим товщі він
ставав, тому (рис. 3.7 в, г) різниця між кривими 1 і 2 з часом збільшувалася. При
цьому температура води в нижній частині контуру випарника не опускалася
нижче 277 К. При значній різниці температур верхнього (274 К) і нижнього (277
К) шарів води термогравітаційна конвекція в нижній частині контуру випарника
була більш помітною, ніж у верхній. В результаті на рисунку 3.7, в, г різниця між
виміряними в експерименті і розрахунковими значеннями δ більш істотна, ніж
на рисунку 3.7, а, б.
Стан рівноваги, при якому процеси кристалізації води і плавлення льоду
протікають з однаковими темпами [14], т. Е. Не змінюється товщина шару льоду
на поверхні теплообміну (в рівнянні (3.1) dri = 0), виглядає наступним чином:

Перший член у правій частині рівняння (3.4) описує тепловіддачу з боку
фреонової трубки. Другий член у правій частині рівняння (3.4) визначає
надходження тепла від конвекції в районі трубки випарника. При інтенсивному
відведенні тепла в порівнянні з нагріванням товщина шару льоду збільшується, в
іншому випадку лід тане.
Стан кристалізації води на поверхні Трубки випарника аналогічно
можна записати у вигляді (з рівняння (3.1)):

Умова танення льоду (з рівняння (3.1)):

Максимальний радіус ri, max утвореного льоду можна розрахувати за
формулою (з рівняння (3.2)):

Де:

Тоді нерівності (3.5) і (3.6) можна переписати так:
Умови кристалізації води:

Стан танення льоду:

нерівності (3.10) і (3.11) є основою для висновку про причину припинення
процесу утворення льоду (експериментальна крива 1, (рис. 3.7, в, г)), коли
температура поверхні трубки випарника ще не досягла значення 273 К.
Кристалізація води припинялася при температурі поверхні трубки до 271-272 К,
тому що в цей момент ефект конвекції біля трубок випарника став більш значним
в порівнянні з відведенням тепла в трубку з фреоном.
Шар льоду на теплообмінній поверхні трубки почав танути на стороні
відносно теплої води біля поверхні випарника. Якщо температура поверхні
трубки з фреоном досягала 273 К, то процес плавлення льоду відбувався
одночасно з обох сторін: з боку трубки з фреоном і з боку води (рисунок 2.6, а, б,
в).

РОЗДІЛ 4. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ
ПОЧАТКОВОЇ ТЕМПЕРАТУРИ ВОДИ НА ПОВЕРХНІ
КОНДЕНСАТОРУ ДЛЯ ПАРАМЕТРІВ РОБОТИ ВОДЯНОГО
ТЕПЛОВОГО НАСОСУ

МКР 25.144.86 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Дубина Літ. Арк. Акрушів
Розділ 4
Перевір. Беспалько
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 4. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ВПЛИВУ
ПОЧАТКОВОЇ ТЕМПЕРАТУРИ ВОДИ НА ПОВЕРХНІ КОНДЕНСАТОРУ ДЛЯ
ПАРАМЕТРІВ РОБОТИ ВОДЯНОГО ТЕПЛОВОГО НАСОСУ

4.1. Схема експериментального стенду
На рисунку 4.1 показаний зовнішній вигляд і схема експериментального
стенду.
На відміну від установки, описаної в главі 2 (рисунок 2.1), в даній схемі
(рисунок 4.1, а, б) додатково встановлений охолоджувач «повітря-вода» (10) з
циркуляційним насосом (9) і вентилятором (15) для охолодження води в
контурі конденсатора, нагрітої в процесі роботи теплового насоса.

а)

б)
Рисунок 4.1. Зовнішній вигляд (а) і схема (б) експериментального стенду:
1Т-16Т – термопари; 1 – компресор; 2 – манометр; 3 – конденсатор; 4 – клапан; 5
– оглядове вікно; 6 – капілярна трубка; 7 – осушувач повітря; 8 – випарник; 9 –
насос; 10 – охолоджувач «повітря-вода»; 11 – витратомір; 12 – цифровий
перетворювач температури; 13 – амперметр; 14 – вольтметр; 15 – вентилятор; 16
– комп'ютер.
Для контролю та реєстрації температури в характерних точках
експериментального стенду було використано 16 хромель-алюмельних термопар.
Термопари 1-4 і 9-12 зафіксували зміни Ti і Tk відповідно (рисунок 4.1).
Термопари 5-8 розташовувалися на поверхні трубки випарника. Відстань між
сусідніми термопарами 5, 6, 7 становила 0,55 м, а термопара 8 розташовувалася
на виході з випарника. Термопари 13 і 14 розташовувалися на поверхні трубки на
вході і виході конденсатора відповідно. Термопари 15 і 16 вимірювали
температуру води на вході і виході охолоджувального типу «вода-повітря»,
відповідно.
Тиск фреону на вході і виході компресора підтримувалося на рівні 0,2 МПа
і 1,1 МПа відповідно, аналогічно експериментам, описаним в главі 2.
Загальна довжина труби випарника склала 3,11 м. При цьому на першій
ділянці по напрямку руху фреону довжиною 1,11 м він випаровувався при
температурі 263 К і нагрівався до температури 267 К. Другу частину трубки
довжиною 2 м ізолювали від води спіненим поліетиленом товщиною 0,02 м.
Товщину льоду, що утворився на поверхні труби випарника, контролювали
в точках L1-L8. Координати розташування точок L1-L8 наведені в таблиці 4.1.

Таблиця 4.1. Координати контрольних точок для вимірювання товщини
шару льоду на
Поверхні трубок випарника
КПП
Л1 Л2 Л3 Л4 Л5 Л6 Л7 Л8
Відстань від
входу труби до 0 0,110 0,260 0,445 0,590 0,775 0,9 1,115
випарника, м
x 0 0,110 0,110 -0,070 -0,070 0,115 0,115 -0,070
Декартові y 0 0 0,140 0,145 0 0 0,145 0,145
координати, м z 0 0,040 0,040 0,045 0,045 0,090 0,090 0,090

В ідентичних умовах була проведена серія з трьох експериментів при
(T0k = 291, 298, 301 K). Температура повітря в лабораторії підтримувалася
постійною і дорівнювала To = 291 К. Витрата води в циклі охолодження
становив 0,03 кг/с.
Максимальні значення відносної похибки вимірювання температури
представлені в таблиці 1. 4.2.
Таблиця 4.2. Максимальна відносна похибка вимірювання (Δmax ) температури
поверхні трубок випарника і конденсатора, а також води в їх околицях.
Місце
вимірювання T ТПІ ТПК
температури Тк
Δmax, % при
0,19 0,18 0,13 0,15
T0k = 291 K
Δmax, % при
0,18 0,16 0,19 0,18
T0k = 298 K
Δmax, % при
0,17 0,18 0,17 0,16
T0k = 301 K

Як видно з таблиці 1. 4.2., максимальна відносна похибка вимірювання
температури термопарами в різних точках експериментального стенду не
перевищувала 0,19 %.
4.2. Результати експериментальних досліджень
За результатами експериментів були побудовані залежності Ti = f(τ)
навколо випарника (рисунок 4.2, рисунок 4.3) та залежності δ=f(τ) від часу
роботи теплового насоса (рисунок 4.4) при різних початкових температурах
води біля поверхні трубки конденсатора: T0k = 291, 298, 301 K.

4.2.1. Вплив зміни температури води в контурі випарника при різних
початкових значеннях температури води навколо конденсатора
Ti
На рисунку 4.2 показані залежності = f(τ) води в контурі випарника
при різних Т0до .
Проведені досліди показали, що протягом перших 3000 секунд після
початку роботи теплового насоса температура води у випарнику біля
термопари обсягом 1 т підвищувалася в середньому на 1 К (рисунок 4.2).
Незначне нагрівання води у верхній частині контуру випарника (термопара 1)
відбувалося за рахунок теплообміну з повітрям при температурі 291 К в
лабораторії. Температура води у верхньому шарі не змінилася майже на 3000
С. Тому що при охолодженні фреоном холодна вода замінювалася більш
теплою водою в нижніх шарах за рахунок термогравітаційної конвекції. При
цьому термопари по 3 т-4 т, розташовані в нижній частині контуру випарника,
зафіксували зниження температури води в результаті її охолодження фреоном.

а)

б)

в)
Рисунок 4.2. Залежність температури води навколо труби випарника від часу
при різних початкових значеннях температури води в контурі конденсатор: а)
T0k = 291 К; б) Т0к = 298 К; в) Т0к = 301 К. 1Т-4Т – показання термопар,
розташованих навколо трубок випарника (Рисунок 4.1)
У часовому інтервалі 3000-6000 с температура фреону знизилася до
значень 258-263 К на початкових ділянках трубки випарника (рис. 4.3, а, б, в) і
у воді біля її поверхні відбувався процес інтенсивної термогравітаційної
конвекції: відносно холодна вода йшла вниз, а відносно тепла піднімалася
вгору. Тому біля термопар по 2 т-4 т температура води була нижчою. ніж в
районі термопари в 1т (рисунок 4.2).
Через 6000-7000 років експлуатації (рисунок 4.2, а, б, в) напрямок руху
водних шарів змінився: у верхній частині контуру випарника (термопари 1 т-3
т) накопичувалася відносно холодна вода, а в нижній його частині - тепла вода
(Т 277 К), тому що при таких температурах щільність води досягає
максимального значення.
У перші 6000 с при більш низькому Т0К (рис. 4.2, а) були характерні
високі швидкості охолодження води навколо випарника. Температура фреону
на вході в трубку випарника опускалася нижче, тому відбір тепла з води в
районі трубки випарника був більш ефективним, ніж для варіантів (рисунок
4.2, б, в). Однак це призвело до значного збільшення швидкості утворення
льоду на поверхні трубки випарника, в порівнянні з іншими умовами (рисунок
4.2, б, в). Отже, через 6000 с швидкість охолодження води навколо випарника
при Т0К = 291 К (рисунок 4.2, а) стала меншою, ніж при температурах 298 К і
301 К відповідно (рисунок 4.2, б, в) на 20% і 30%, так як шар льоду, що
утворився на поверхні трубки випарника при Т0К = 291 К, був більше, ніж при
Т0К = 298 К і 301 К, а його термічний опір був вище.

4.2.2. Температура поверхні трубки випарника при різних початкових
значеннях температури води біля конденсатора
На рисунку 4.3 показані залежності Tpi при T0k = 291 K, 298 K, 301 K і
T0i = 280 K. Температура фреону в трубці випарника була нижчою за
температуру її поверхні на ΔT=3 - 4 К.
5т-8т – показання термопар, розташованих на поверхні трубки випарника
(рисунок 4.1). Встановлена на вході трубки випарника термопара 5т
ілюструвала різке зниження температури поверхні в трубці в перші 1000 від
роботи, тому що після запуску агрегату, коли фреон рухався по капілярній
трубці, його температура і тиск падали (рисунок 4.3). У термопарах 6–8 також
TPI
було зафіксовано зниження , але менш значно, тому що холодоагент
нагрівався водою при русі по трубці.

а)

б)

в)
Рисунок 4.3. Зміни температури поверхні трубки випарника залежать від
часу початкової температури води навколо конденсатора: а) Т0к = 291 К; б) Т0к =
298 К; в) Т0к = 301 К.
При T0k = 291 К мінімальна температура поверхні трубки на вході у
випарник становила 258 К (рисунок 4.3, а), при T0k = 298 К мінімальна
температура поверхні трубки збільшувалася до 260 К (рисунок 4.3, б), при T0k =
301 К до 265 К (рисунок 4.3, в). Утворення льоду на поверхні трубки випарника
було більш інтенсивним, а δ було і більше при малому Т0к (рис. 4.4, а).
У часовому інтервалі від 1000 с до 15000 с температура стінки трубки
випарника поступово зростала (термопара 5т, рисунок 4.3), за рахунок

збільшення Тк. Після 15000 с температура істотно не змінилася. Стабілізація
індексів Tpi після 15000 с відбувалася, по-перше, за рахунок впливу утвореного
шару льоду, який перешкоджав теплообміну води з фреоном, а по-друге, за
Tk
рахунок того, що у всіх випадках він підтримувався на рівні, що не
перевищував 309 К.

4.2.3. Товщина шару льоду на поверхні трубки випарника при різних
початкових температурах води біля конденсатора
За результатами проведених дослідів побудовано δ залежності від часу
роботи теплового насоса в характерних точках при T0k = 291 K, 298 K, 301 K
(рисунок 4.4).

а)

б)

в)
Рисунок 4.4. Залежність товщини шару льоду в характерних точках поверхні
трубки випарника від часу при початковій температурі води в контурі
конденсатора: а) T0k = 291 К; б) Т0к = 298 К; в) Т0к = 301 К; L1–L8 – контрольні
точки для вимірювання товщини льоду (табл. 4.1).
З залежностей δ=f(τ), представлених на рисунку 4.4, видно, що процес
кристалізації води в початковій ділянці (L1) трубки випарника починається при
запуску блоку теплового насоса, так як температура фреону на вході в трубку
нижче, ніж температура кристалізації води (рисунок 4.4, а, б, в).
З порівняння рисунку 4.4, а, б, в можна зробити висновок, що δ зростає зі
Тк
зменшенням Т0к. При меншому температура фреону на вході в трубку
випарника нижче (рисунок 4.3, а, б, в), тому лід утворюється на поверхні трубки
більш інтенсивно. В результаті його товщина на вході у випарник після 2000 с
становило 8 мм при T0k = 291 K, 6 мм при T0k = 298 K, і 5 мм при T0k = 301 K
(Рисунок 4.4, а, б, в). З плином часу температура поверхні наступних частин
трубки випарника поступово знижувалася, по всій довжині трубки утворювався
лід.
Якщо середнє значення δ по всій довжині трубки випарника досягало 14 мм
(відповідає моментам часу 10000 с при T0k = 291 К, 13000 с при T0k = 298 К,
14000 с при T0k = 301 К (рисунок 4.4, a, b, c)), значення Tpk практично не
змінювалися (рисунок 4.3, а, б, в). Отже, процес теплообміну фреону з водою
припинився. Таким чином, при зниженні T0k Лід на поверхні трубки випарника
утворюється швидше, в результаті ефективність роботи теплового насосного
агрегату значно знижується.
Як видно, процес утворення льоду (рисунок 4.4, а, б, в), на відміну від умов
(рисунок 2.6, а, б, в), не закінчився з часом. Товщина льоду продовжувала
зростати протягом тривалого часу. Лід заповнив весь вільний простір між
трубками випарника. В результаті процес теплообміну фреону з водою
припинився. Це було пов'язано з охолодженням води біля поверхні трубки
конденсатор до 309 К при працюючій системі радіатора.
Порівнюючи результати, наведені в (рисунок 4.4, а, б, в) і в (рисунок 2.6, а,
б, в), можна зробити висновок, що товщина шару льоду, досягаючи
максимального значення, починала зменшуватися, якщо експеримент проводився
без додаткового охолодження води біля поверхні трубки конденсатора (рисунок
4.1). При нагріванні води в районі трубки конденсатора до При температурі
конденсації, фреон надходив на вхід випарника в пароподібному стані, нагрівав
трубку випарника і викликав танення льоду на її поверхні. В результаті значення
δ досягло максимального значення (рисунок 2.6, а, б, в), після чого почало
знижуватися.
У проведених дослідах було встановлено, що лід, що утворився на поверхні
Tk
трубки випарника, починав танути при збільшенні до значення, що нижче
температури конденсації фреону на 3 К.
4.3. Алгоритм визначення довжини трубки випарника, що працює в
умовах кристалізації води на поверхні теплообміну
Зниження ККД теплового насоса, викликане зменшенням теплового
потоку від джерела води до холодоагенту при утворенні льоду на поверхні
трубки випарника, може бути частково компенсовано збільшенням довжини
трубки. Але навіть якщо довжина трубки випарника збільшена для
забезпечення повного випаровування фреону, необхідно видалити лід з її
поверхні, щоб підвищити ефективність і стабільність роботи теплового насоса.
Існує три способи видалення льоду з теплообмінної поверхні випарника.
Перший спосіб має на увазі роботу теплового насоса в зворотному режимі,
коли конденсатор бере на себе функції випарника, а випарник починає
працювати як конденсатор. Однак в цьому випадку відбудеться значне
охолодження води в опалювальній системі будівлі. Другий спосіб полягає в
нагріванні води в контурі конденсатора до 313 К з метою підвищення
температури поверхні трубки на вході у випарник до 271 К і вище, що
ТП
призводить до танення льоду на її поверхні. Для збільшення середнього з
308 до 313 К можна використовувати електричний нагрівач, або відключити
насос в системі опалення будівлі на деякий час. Третій спосіб полягає в
забезпеченні додаткового нагріву вхідного перетину трубки випарника,
наприклад, за допомогою теплого електричного кабелю, з метою підвищення
температури поверхні трубки до 273 К.
Алгоритм визначення оптимальної довжини трубки випарника, що
працює в умовах кристалізації води на поверхні теплообміну, передбачає
встановлення основних характеристик передачі тепла від водного джерела
низькопотенційної теплової енергії до холодоагенту, що циркулює в робочому
контурі теплового насоса. При цьому опір передачі тепла від води до
холодоагенту складається з термічного опору шару льоду, що утворюється на
поверхні трубки випарника, і термічного опору металевої стінки самої трубки.
Передача тепла через шар льоду і стінку трубки здійснюється за рахунок їх
теплопровідності, а з води навколо випарника на поверхню льодовикового
шару і з внутрішньої поверхні металевої стінки трубки до фреону відбувається
в основному за рахунок конвекції.
Коефіцієнт передачі тепла від внутрішньої поверхні металевої стінки
трубки до фреону залежить від стану пари і способу його руху. Під час
експериментів фреон перебував усередині трубки випарника в двофазному
стані в умовах примусового турбулентного потоку. Експериментально
встановлено [15], що для фреону Р-134а вплив парового стану на коефіцієнт
теплопередачі становить менше 10%. Поверхня трубки випарника ( f ) може
використовувати співвідношення Сон-Місіма [15]:

Relf - число Рейнольдса для фреону (визначається за формулою):

Бо - це число кипіння, що визначається зі співвідношення:

Wе - число Вебера, що визначається з відношення:

Коефіцієнт теплопередачі від води до зовнішньої поверхні шару льоду
залежить головним чином від інтенсивності термогравітаційної конвекції. Для
визначення ГВ можна використовувати вираз, отримане для умов кристалізації
[15]:

де Nu - число Нуссельта
Ra - число Релея, що визначається за формулою [15]:

Безрозмірний коефіцієнт  у формулі (4.5) визначається як:

Де:
Число Стефана в формулі (4,10) обчислюється за допомогою середніх значень
температури води і стінки трубки випарника:

У цьому дослідженні співвідношення (4,5) описує залежності числа
Числа Нуссельта від Релея, Фур'є та Стефана. Константи визначаються з
виразу (4.5) з точністю до 95%:

Середня щільність теплового потоку у випарнику визначалася за виразом
[14]:

тут ΔTi = Ti(τ)-Ti(τ + Δ τ) - різниця між двома послідовними показаннями i-
ї термопари з кроком часу Δτ = 900 с.
Середнє значення коефіцієнта теплопередачі на межі розділу між льодом і
водою:

На основі отриманих експериментальних даних побудовані залежності
зміни числа Нуссельта в часі при різних початкових температурах води (Т0і ) і
(Т0k) :(рисунок 4.5). З залежностей (рисунок 4.5) видно, що в перші 3000 років
після функціонування ТНУ число Нуссельта збільшувалося, досягаючи
максимального значення 11,8. Він кристалізувався на поверхні трубки випарника.
При τ більше 3000 с значення числа Нуссельта зменшувалися. На поверхні
трубки випарника утворився лід, який перешкоджав теплообміну води з фреоном.
Можна відзначити, що більш низькі значення T0k (рисунок 4.5, криві 1')
відповідають більш швидкому зростанню числа Нуссельта в перші 2000 секунд
роботи. Отже, передача тепла від води до фреону відбувається більш інтенсивно.
У той же час утворення льоду на поверхні трубки випарника також відбувається
інтенсивніше. В результаті товщина шару льоду (крива 1') через 3000 с роботи
теплового насоса була більшою, ніж при більш високому T0k (криві 2', 3'). З цієї
причини після 4000 від роботи теплового насоса змінюються цифри Нуссельта
(лід, що утворився, сильно заважає процесу теплообміну між водою і фреоном).

Рисунок 4.5. Залежність числа Нуссельта від часу при: 1 –T0i = 280 K,T 0k=
291 К; 2 – Т0і = 282 К,Т 0к = 291 К; 3 –Т0і = 286 К,Т 0к = 291 К; 1' –Т0і = 280 К, T0k
= 291K ; 2' –T0i = 280 K, T0k = 298 K; 3' –T0i = 280 K, T0k = 301K
При збільшення Т0і значення числа Нуссельта ростуть (Рисунок 4.6, криві 1-
3). Тепловий потік від води до фреону збільшується і δ стає менше.
Після визначення основних характеристик теплообміну між водою і
фреоном за формулами (4.1) - (4.11) була розрахована оптимальна довжина
трубки випарника, що компенсує втрачену енергію тепловим насосом в умовах
утворення льоду на поверхні трубки. Була визначена необхідна теплова
Qc
потужність конденсатора. Передбачалося, що вона становить = 300 Вт. Тоді
розраховували витрату холодоагенту (mf) відповідно до співвідношення [56]:

Далі визначали потужність випарника за формулою [56]:

Тепловий потік між холодоагентом і внутрішньою поверхнею трубки:

Підставляючи αf з рівняння (4.1), отримаємо (4.15):

Тепловий потік між водою навколо випарника і внутрішньою поверхнею
його стінки трубки розраховується за формулою:

де αwa−w — коефіцієнт теплопередачі від води біля поверхні випарника до
поверхні його трубчастої стінки (визначається аналогічно [50]):

У даній роботі:

рівняння (4.19) було розв'язано в середовищі MATLAB (розраховано
тепловий потік):

Відповідно до вимог, що пред'являються до теплового насоса [46],
оптимальна довжина трубки випарника, по-перше, повинна бути мінімальною, а
по-друге, забезпечувати роботу теплового насосного блоку при максимально
можливому розмірі шару льоду, що утворюється на поверхні трубки випарника в
процесі його роботи. Максимальне значення δ відповідає моменту, коли
закінчується процес утворення льоду і починається його танення.
Оптимальну довжину трубки випарника можна визначити з наступного
рівняння [50]:

Алгоритм визначення l показаний на рисунку 4.6.
Гранично допустиму товщину льоду, що утворився на трубці випарника,
можна регулювати значенням температури води біля трубки конденсатора, а
мінімальну довжину трубки, необхідну для повного випаровування фреону у
випарнику в умовах утворення льоду на поверхні його трубки, можна обчислити
з виразу (4.20).
На рисунку 4.8 показана залежність оптимальної довжини трубки випарника
l, що визначається виразом (4,20) для параметрів: Dp, o = 9,5 мм і Qe = 200 Вт, від
товщини льоду, що утворюється на поверхні трубки.
З залежності, представленої на рисунку 4.7, видно, що при збільшенні товщини
шару льоду на поверхні трубки випарника в 2 рази необхідно збільшити довжину
трубки випарника на 45%, щоб забезпечити випаровування фреону при його
проходженні через трубку випарника. При цьому агрегат теплового насоса може
працювати в умовах утворення льоду на поверхні трубки випарника.

Рисунок 4.6. Запропоновано алгоритм визначення оптимальної довжини
трубки випарника, необхідної для випаровування фреону в умовах кристалізації
води на її зовнішній поверхні.

Рисунок 4.7. Залежність необхідної довжини трубки випарника від товщини
льоду, що утворюється на її поверхні при діаметрі трубки 9.54.10-3 м, T0i = 280
К, T0k = 291 К.

РОЗДІЛ 5. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА В НАДЗВИЧАЙНИХ
СИТУАЦІЯХ
МКР 25.144.86 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Дубина Літ. Арк. Акрушів
Розділ 5
Перевір. Цікановський
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
ВИСНОВКИ
1. За результатами експериментальних досліджень були встановлені основні
характеристики процесів теплообміну в умовах кристалізації води на
поверхнях трубок випарника (в залежності від часу, температур поверхні
випарника і трубок конденсатора, товщини льоду, температури теплоносія).
2. Визначено значення коефіцієнта корисної дії теплонасосного агрегату в
умовах утворення льоду на поверхнях трубок випарника.
3. Визначено характерні режими роботи теплонасосних установок в умовах
низьких (280 К-286 К) температур низькопотенційного джерела тепла - води.
Розроблено рекомендації щодо підвищення ефективності циклічної роботи
теплонасосних установок.
4. Показано, що в умовах періодів низьких температур повітря, характерних
для частини території у весняний, осінній та зимовий періоди, можливий
нагрів теплоносія в системі опалення за допомогою теплонасосних
установок до температур не вище 315 К.
5. Встановлено, що умови роботи теплового насоса при низьких температурах
води у водоймах (джерелах тепла) багато в чому визначаються вільною
конвекцією води в безпосередній близькості від трубок випарника.
6. Установки теплових насосів на більшій частині території протягом весни,
осені і зими не можуть забезпечити автономний режим теплопостачання
об'єктів при використанні в якості джерела тепла водних об'єктів з
непроточною водою (озера, ставки, водосховища).
7. В умовах низьких (менше 263 К) температур навколишнього середовища
теплонасосні установки можуть використовуватися тільки в якості
додаткового джерела тепла для системи теплої підлоги в діапазоні
температур останньої до 315 К.

ПОСИЛАННЯ
1. Chang, K. Simulation and preliminary experimental study on the sea water source
tandem heat pumps / K. Chang, Y. Baik, B. Kang, H. Yoon, H. Kim, H. Lee // Oceans -
Yeosu, 21-24 May 2012, Yeosu, South Korea. – [s. n.]: IEEE, 2012. – P. 1‒5.
2. Lee, J. Characterization of groundwater temperature obtained from the Korean
national groundwater monitoring stations: Implications for heat pumps / J. Lee, J. Hahn //
Journal of Hydrology. – 2006. – V. 329. – P. 514‒526.
3. Xiao, Q. The impact of winter heating on air pollution in china / Q. Xiao, Z. Ma,
S. Li, Y. Liu // Plos one journal. – 2015. – № 10. – 11 p.
4. Liu, S. Analysis on Several Heat Pump Applications in Large Public Buildings /
S. Liu, W. Zhang, Z. Dong, G. Sun // Journal of Building Construction and Planning
Research Technology. – 2015. – № 3. – P. 136 ‒148.
5. Ercan, A. Ground-coupled heat pumps: Part 1 – Literature review and research
challenges in modeling and optimal control / A. Ercan, H. Lieve // Renewable and
Sustainable Energy Reviews. – 2016. – V. 54. – P. 1653‒1667.
6. Ferraraa, G. A. Small power recovery expander for heat pump COP improvement
/ G. Ferrara, L. Ferrari, D. Fiaschi, G. Galoppi, S. Karellas, R. Secchi, D. Tempestia //
Energy Procedia. – 2015. – V. 81. – P. 1151‒1159.
7. Wang, G. Experimental study on a novel PV/T air dual - heat - source composite
heat pump hot water system / G. Wang, Z. Quan, Y. Zhao, C. Sun, Y. Deng, J. Tong //
Energy and Buildings. – 2015. – V. 108. – P. 177‒179.
8. Wu, W. Combining ground source absorption heat pump with ground source
electrical heat pump for thermal balance, higher efficiency and better economy in cold
regions / W. Wu, X. Li, T. You, B. Wang, W. Shi // Renewable Energy. – 2015. – V. 84. –
P. 74‒88.
9. He, Y. Experimental study on the performance of a vapor injection high
temperature heat pump / Y. He, F. Cao, X. Wang, Z. Xinga // International Journal of
Refrigeration. – 2015. – V. 60. – P. 1‒8.
10. Wessapan, T. A development of a Portable Air Conditioning-Heat Pump Unit
using Helical Coil Heat Exchanger / T. Wessapan, T. Borirak, S. Teeksap // 2nd
International Conference on Computer Engineering and Technology: 16 - 18 April, 2000,
Chengdu, China. – Chengdu, 2000. – V. 5. – P. 186‒190.
11. Weibo, Y. A Variable Heat Flux Line Source Model for Boreholes in Ground
Coupled Heat Pump / Y. Weibo, S. Mingheng, C. Zhenqian // Asia-Pacific Power and
Energy Engineering Conference: 27-31 March, 2009, Wuhan, China. – Wuhan, 2009. – 4
p.
12. Sarbu, I. Ground - Source Heat Pumps: Fundamentals, Experiments and
Applications / I. Sarbu, C. Sebarchievici. – New York : Academic Press, 2015. – 203 p.
13. Dawe, S. Ground-Source Heat Pumps: Chartered Institution of Building Services
Engineers / S. Dawe. – London : Press office service, 2013. – 86 p.
14. Brumbaugh, J. E. HVAC Fundamentals. Volume 3: Air Conditioning, Heat Pumps
and Distribution Systems [All New 4th Edition] 4th ed / J. E. Brumbaugh. – Canada: Wiley
Publishing, 2004. – 676 p.
15. Amoabeng, K. O. A study on the performance characteristics of a testing facility
for a water - to - water heat pump / K. O. Amoabeng, K. H. Lee // International Journal of
Refrigeration. – 2018. – V. 86. – P. 113–126.
16. Jacopo, V. Evaluating the cost of heat for end users in ultra low temperature
district heating networks with booster heat pumps / V. Jacopo, E. Giuseppe, Z. Angelo, J.
Xavier, P. Dirk, M. Carlia // Energy. – 2018. – V. 153. – P. 788‒800.
17. Liu, Z. Heating and Cooling Performances of River-Water Source Heat Pump
System for Energy Station in Shanghai / Z. Liu, H. Tan, Z. Li // Procedia Energy. – 2017.
– V. 205. – P. 4074‒4081.
18. Piccolroaz, S. A simple lumped model to convert air temperature into surface
water temperature in lakes / S. Piccolroaz, M. Toffolon, B. Majone // Hydrology and earth
system sciences. – 2013. – V. 17, № 8. – P. 3323‒3338.
19. Zhu, N. Performance analysis of ground water-source heat pump system with
improved control strategies for building retrofit / N. Zhu, P. Hu, W. Wang, J. Yu, F. Lei //
Renewable Energy. – 2015. – V. 80. – P. 324‒330.
20. Yj, N. Numerical simulation of ground heat and water transfer for groundwater
heat pump system based on real–scale experiment / N. Yj, R. Ooka // Energy and Buildings.
– 2010. – V. 42. – P. 69‒75.
21. Guo, X. Experimental study on the performance of a novel in–house heat pump
water heater with freezing latent heat evaporator and assisted by domestic drain water/ X.
Guo, Z. Ma, L. Ma, J. Zhang // Applied Energy. – 2019. –V. 235. – P. 442‒450.
22. Jiewen, D. Does heat pumps perform energy efficiently as we expected: field tests
and evaluations on various kinds of heat pump systems for space heating / D. Jiewen, W.
Qingpeng, L. Mei, H. Shi, Z. Hui // Energy and Buildings. – 2019. – V. 182. – P. 172‒186.
23. Schäfer, A. Modeling heat pumps as combined heat and power plants in energy
generation planning / A. Schäfer, P. Baumanns, A. Moser // IEEE Energytech. – 2012. – P.
1‒6.
24. Gaudard, A. Using lakes and rivers for extraction and disposal of heat: Estimate
of regional potentials / A. Gaudard, A. Wüesta, M. Schmida // Renewable Energy. – 2019.
– V. 182. – P. 330‒342.
25. Schibuola, L. Experimental analysis of the performances of a surface water source
heat pump / L. Schibuola, M. Scarpa // Energy and Buildings. – 2015. – V. 113. – P. 182‒
188.
26. Leong, S. T. Refrigeration, air conditioning and heat pumps: 5th edition / G. F.
Hundy, A. R. Trott, T. C. Welch. – [s. n.] : Elsevier Ltd. – 2016. – 482 p.
27. Piljae, I. Operational Performance Characterization of a Heat Pump System
Utilizing Recycled Water as Heat Sink and Heat Source in a Cool and Dry Climate / I.
Piljae, L. Xiaobing, H. Henderson // Energies. – 2018. – № 11. – 15 p.
28. Nannan, D. Performance analysis on the charging and discharging process of a
household heat pump water heater / D. Nannan, L. Shuhong, Y. Qiang // International
Journal of Refrigeration. – 2019. – V. 98. – P. 266–273.
29. Fang, C. Operation optimization of heat pump in compound heating system / C.
Fang, Q. Xu, S. Wang, Y. Ruan // Energy Procedia. – 2018. – V. 152. – P. 45–50.
30. Sadeghzadeha, M. A. Exergetic evaluation of drying of laurel leaves in a vertical
ground ‒ source heat pump drying cabinet / M. A. Sadeghzadeha, E. H. Kuzgunkaya, A.
Hepbasli // International journal of energy research. – 2007. – V. 31, № 3. – 28 p.
31. Valizade, L. Ground Source Heat Pumps / L. Valizade // Journal Clean Energy
Technology. – 2013. – V. 3. – P. 216–219.
32. Todoran, T.P. Long term behavior of a geothermal heat pump with oversized
horizontal collector / T. P. Todoran, M. C. Balan // Energy and Buildings. – 2016. – V. 133.
– P. 799–809.
33. Lei, F. Energy and exergy analysis of ground water heat pump system / F. Lei, H.
Pingfang // Physics Procedia. – 2012. – V. 24. – P. 169–175.
34. Zhou, H. Measurement and Analysis of a Heating System Based on Underground
Water Source Heat Pump in Zhangye City / H. Zhou, W. Zhou, J. Wu, Z. Zhou, S. Ding //
Procedia Engineering. – 2017. – V. 205. – P. 1635–1641.
35. Liu, X. Experimental study of a new multifunctional water source heat pump
system / X. Liu, F. Hui, Q. Yongbo, Z. Sun // Energy Build. – 2016. – V. 111. – P. 408–423.
36. Spitler, J. D. Improved Design Tools for Surface Water and Standing Column Well
Heat Pump Systems / J. D. Spitler // Office of Scientific & Technical Information Technical
Reports. – 2012. – P. 333‒450.
37. Wu, W. Progress in ground ‒ source heat pumps using natural refrigerants / W.
Wu, H. M. Skye // International Journal of Refrigeration. – 2018. – V. 92. – P. 70‒85.
38. Atam, E. Ground ‒ coupled heat pumps: Part 1- Literature review and research
challenges in modeling and optimal control / E. Atam, L. Helsen // Renewable and
Sustainable Energy Reviews. – V. 54. – P. 1653‒1667.
39. Xu, J. Air - water dual - source heat pump system with new composite evaporator
/ J. Xu, Y. Zhao, Z. Quan, G. Wang, J. Wang // Applied Thermal Engineering. – 2018. – V.
141. – P. 483‒493.
40. Lv, Y. An Optimization Method for CCHP and River Water Source Heat Pump
Combined System / Y. Lv, P. Sicd, X. Rong, J. Yanef // Energy Procedia. – 2018. – V. 145.
– P. 1‒7.
41. Urbanucci, L. Thermodynamic and economic analysis of the integration of
hightemperature heat pumps in trigeneration systems / L. Urbanucci, J. C. Bruno, D. Testia
// Applied Energy. – 2019. – V. 121. – P. 515‒533.
42. Marinelli, S. Life Cycle Thinking (LCT) applied to residential heat pump systems:
A critical review / S. Marinelli, F. Lolli, R. Gamberini, B. Rimini // Energy and Buildings.
– 2004. – V. 185. – P. 210 ‒ 223.
43. Mitchell, M. S. Open-loop direct surface water cooling and surface water heat
pump systems – a review / M. S. Mitchell, J. D. Spitler // HVAC&R Research. – 2013. –
V. 19, № 2. – P. 125‒140.
44. Mitchell, M. S. Experimental Investigations and Design Tool Development for
Surface Water Heat Pump Systems: diss. submitted for the degree of Master of Science /
M. S. Mitchell; Oklahoma State University. – Oklahoma, 2014. – 197 p.
45. Madani, H. Experimental Analysis of a Variable Capacity Heat Pump System
Focusing on the Compressor and Inverter Loss Behavior / H. Madani, N. Ahmadi, J.
Claesson, P. Lundqvist // International Refrigeration and Air Conditioning. – 2010. – V.
2241. – P. 1063‒1078.
46. Kamal, A. Enhancement of phase change along the long tubes of a latent heat
storage unit / A. Kamal, A. Fatima, C. Lourival, C. R. Raquel, T. Carlos // Thermal Science.
– 2014. – V. 18, Issue 4. – P. 1285‒1292.
47. Brooke, W. A three-dimensional model of Lake Superior with ice and
biogeochemistry / W. Brooke, A. Jay, M. Katsumi // Journal of Great Lakes Research. –
2012. – V. 38, № 1. – P. 61‒71.
48. Grette, B. Temperature monitoring / B. Grette, M. Nolan, C. Kopsch // Ber. Polar-
und Meeresforsch. – 2005. – № 509. – P. 36–40.
49. Bartrons, M. Altitudinal distributions of BDE-209 and other polybromodiphenyl
ethers in high mountain lakes / M. Bartrons, J. Grimalt, J. Catalan // Environmental
pollution. – 2011. – V. 159, № 7. – P. 1816‒1822.
50. Zou, S. Simplified model for coefficient of performance calculation of surface
water source heat pump / S. Zou, X. Xie // Applied Thermal Engineering. – 2016. – V. 112.
– P. 200‒207.
51. Lee, J. Characterization of groundwater temperature obtained from the Korean
national groundwater monitoring stations: implications for heat pumps / J. Lee, J. Hahn //
Journal of Hydrology. – 2006. – V. 329, № 3–4. – P. 514‒526.
52. Wang, D. Optimal combination of capillary tube geometry and refrigerant charge
on a small CO2 water-source heat pump water heater / D. Wang, Y. Lu, L. Tao //
International Journal of Refrigeration. – 2018. – V. 88. – P. 626‒636.
53. López-Belchí, A. Evaluation of a condenser based on mini-channels technology
working with R410A and R32. Experimental data and performance estimate / A. López-
Belchí, F. Illán-Gómez // Applied thermal energy. – 2017. – V. 202. – P. 112‒124.
54. Baohen, S. A. Study on the evaluation of the annual energy consumption for a
geothermal heat pump system with open loop and closed loop ground heat exchangers / S.
Boahen, K. Ho Lee, S. Cho, J. Min Choi // International Journal of Air-Conditioning and
Refrigeration. – 2017. – V. 25, № (3). – 35 p.
55. Zou, Y. Comparison and generalization of R410A and R134А distribution in the
microchannel heat exchanger with the vertical header / Y. Zou, P. S. Hrnjak // Science and
Technology for the Built Environment. – 2015. – V. 21, № 5. – P. 555‒563.
56. Blanco, D. L. Experimental study on a monovalent inverter-driven water-to-water
heat pump with a desuperheater for low energy houses / D. L. Blanco, K. Nagano, M.
Morimoto // Applied Thermal Engineering. – 2013. – V. 50, № 1. – P. 826‒836.
57. Chen, X. The performance of an open-loop lake water heat pump system in south
China / X. Chen, G. Zhang, J. Peng, X. Lin, T. Liu // Applied Thermal Engineering. – 2006.
– V. 26, № 17-18. – P. 2255‒2261.
58. Büyükalaca, O. Experimental investigation of Seyhan River and dam lake as heat
source-sink for a heat pump / O. Büyükalaca, F. Ekinci, T. Yilmaz // Energy. – 2003. – V.
28, № 2. – P. 157‒169.
59. Wang, Y. Analysis on the practical use of open-loop surface water source heat
pump systems (SWHP) [Electronic resource]: presentation/ Y. Wang. – Oklahoma, 2011.
http://www.igshpa.okstate.edu/membership/members_only/proceedings/2011/100611033
0-A-Yong%20Wang%20%20(laptop).pdf.
60. Zhou, C. Heat transfer analysis of multi-row helically coiled tube heat exchangers
for surface water-source heat pump / C. Zhou, L. Ni, Y. Yao // Energy. – 2018. – V. 163. –
P. 1032‒1049.

ChSTU repository

ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets