A KOMPRESSZOROS HŐSZIVATTYÚK ÜZEMÉNEK SZIMULÁCIÓJA ÉS OPTIMALIZÁCIÓJA AZ ÉPÜLETGÉPÉSZETBEN

Átírás

1 BUDAPESTI MŰSZAKI ÉS GAZDASÁGTUDOMÁNYI EGYETEM GÉPÉSZMÉRNÖKI KAR A KOMPRESSZOROS HŐSZIVATTYÚK ÜZEMÉNEK SZIMULÁCIÓJA ÉS OPTIMALIZÁCIÓJA AZ ÉPÜLETGÉPÉSZETBEN Sánta Róbert okleveles gépészmérnök Témavezető: Dr. Garbai László Egyetemi tanár Budapest 2014.február

2 BUDAPEST UNIVERSITY OF TECHNOLOGY AND ECONOMICS FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING SIMULATION AND OPTIMISATION OF COMPRESSOR DRIVEN HEAT PUMPS FOR BUILDING SERVICES PHD DISSERTATION Written by: Róbert Sánta Master of Science Supervisor: Dr. László Garbai University professor Budapest February 2014.

3 KÖSZÖNETNYÍLVÁNÍTÁS Ezúton szeretném megköszönni témavezetőmnek, Dr. Garbai László egyetemi tanárnak, témavezetőmnek, hasznos tanácsait, illetve a teljes odaadással való támogatását, biztatását és segítségét tanulmányaim és értekezésem elkészítése során. Köszönet illeti dr. Nyers Józsefet szakmai tanácsaiért és Tóth István Tanár urat, matematikai és programozási segítségéért. Végezetül köszönöm a BME Épületgépészet és Gépészeti Eljárástechnika tanszék vezetőjének dr. Láng Péternek professzor úrnak, hogy értekezésem témáját befogadta, továbbá köszönöm neki az értekezésem elkészítésében adott segítséget.

4 Tartalomjegyzék 1. BEVEZETÉS A kompresszoros hőszivattyú bemutatása A kompresszoros hőszivattyús rendszer energetikai jellemzői, COP A kompresszoros hőszivattyú, mint megújuló energiaforrást kiaknázó berendezés Levegő/levegő hőszivattyúk Levegő/folyadék hőszivattyúk Folyadék/folyadék hőszivattyúk A folyadék/folyadék típusú hőszivattyúk hőforrásai A megújuló energiaforrás jelentősége az európai és a magyarországi energia politikában PROBLÉMA FELVETÉS ÉS AZ ÉRTEKEZÉS CÉLKÍTŰZÉSEI IRODALMI ELŐZMÉNYEK, EDDIGI VIZSGÁLATOK A csőköteges hőcserélőben a köpenyoldali közeg (víz) hőátadási tényezőjének irodalma A csőköteges hőcserélőben a köpenyoldali közeg (víz) nyomásesésének irodalma Az elpárolgási hőátadási tényező a csőköteges hőcserélő csöveiben Az elpárolgási és kondenzációs nyomásesés a csőköteges hőcserélő csöveiben A kondenzációs hőátadási tényező a csőköteges hőcserélő csöveiben A hőszivattyú egész körfolyamatát leíró állandósult, elosztott paraméterű matematikai modelljeinek irodalma A feldolgozott szakirodalom összefoglaló értékelése A KOMPRESSZOROS HŐSZIVATTYÚS RENDSZER FIZIKAI MODELLJÉNEK KIALAKÍTÁSA A víz-víz hőszivattyús rendszer technológiájának bemutatása Hideg vizet szállító kör Hőszivattyú belső zárt köre Az elpárologtató A kompresszor A kondenzátor 34 I

5 Az adagolószelep A hűtőközeg Meleg vizet szállító kör A szabályozás A vezérlés A KOMPRESSZOROS HŐSZIVATTYÚ RENDSZERTANI BEMENET- KIMENET MODELLJE A HŐSZIVATTYÚS RENDSZER MATEMATIKAI MODELLJÉNEK KIALAKÍTÁSA Elpárologtató Alapegyenletek Segédegyenletek Hőátadási tényezők vizsgálata a hűtőközegre Köpenytéri hőátadás Hűtőközeg nyomásvesztesége Hűtött közeg nyomásvesztesége Kompresszor Kondenzátor Alapegyenletek Segédegyenletek Hőátadási tényezők vizsgálata a hűtőközegre Köpenytéri hőátadás Hűtőközeg nyomásvesztesége Hűtött közeg nyomásvesztesége Fojtó szelep A HŐSZIVATTYÚS RENDSZER MATEMATIKAI MODELLJÉNEK MEGOLDÁSA A hőszivattyús rendszert leíró egyenletrendszer megoldásának algoritmusa A rendszer elemek matematikai modelljeinek megoldására alkalmazott numerikus módszer bemutatása 106 II

6 7.3. A szimulációs program leírása A hőszivattyús rendszer szimulációs modelljének alkalmazása Peremfeltételek és bemenő adatok A hőszivattyús rendszer szimulációs eredményeinek a bemutatása A KÖRFOLYAMAT ENERGETIKAI HATÁSFOKÁNAK MAXIMÁLÁSA, AZ OPTIMÁLIS MUNKAPONT BEÁLLÍTÁSA ADOTT FOGYASZTÓI HŐIGÉNY ESETÉN ÖSSZEFOGLALÁS További megoldásra váró feladatok TÉZISEK 128 IRODALOMJEGYZÉK 130 III

7 Ábrajegyzék 1.1. ábra A kompresszoros hőszivattyú energiafolyama ábra: Carnot-körfolyamat ábra: Az R134a hűtőközeg logp h diagramja ábra: Az ideális veszteségmentes körfolyamat a logp h diagramban ábra A veszteséges körfolyamat a logp h diagramban ábra: A világ primerenergia-igényének változása (1 millió tonna olaj=41,868 PJ) (IEA/AIE World Energy Outlook 2007 (WEO 2007). p ábra: Az EU elvárásai, a megújulók %-os arányát az összes végső energiafogyasztásban (Forrás: Európai Bizottság ) ábra: Megújuló energiafelhasználás megoszlása Magyarország 2006-os adatai alapján (Bohoczky F.) ábra: A víz-víz hősszivattyús fűtőrendszer vázlata és energiaáramai vizes hőforrás esetén ábra: A meglévő talajszondás hőszivattyús rendszer energetikai bemenet-kimenet fehér doboz modellje ábra: A víz-víz hőszivattyú sematikus ábrája: a fizikai modell a vezérlő- és a segédegyenletekhez ábra: Csőköteges elpárologtatóban a munkaközegek paramétereinek változása a hossz függvényében egy csőre vonatkoztatva ábra: A csőköteges elpárologtató munkaközegeinek áramlási irányai és mérési pontjai ábra: Chen modell [27] alapján számított elpárolgási hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Bertsh modell [60] alapján számított elpárolgási hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Kattan modell [45] alapján számított elpárolgási hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Kwang modell [55] alapján számított elpárolgási hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Az elpárolgási hőátadási tényezőre a saját modellel kapott értékek (6.15 képlet) összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Terelőlemezekkel ellátott csőköteges hőcserélő ábra: Kern modell [8] alapján számított egyfázisú hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel 63 IV

8 6.11. ábra: Bell-Delaware modell [11] alapján számított egyfázisú hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Taborek modell [13] alapján számított egyfázisú hőátadási tényező értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A köpenytéri hőátadási tényező értékeinek meghatározására kifejlesztett saját modell (6.21 képlet) összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A hűtőközeg nyomásveszteségi gradiensének változása az elpárologtatóban G=139 kg/m 2 s tömegsebesség mellett ábra: A hűtőközeg nyomásveszteségi gradiensének változása az elpárologtatóban G=142 kg/m 2 s tömegsebesség mellett ábra: A hűtőközeg nyomásveszteségi gradiensének változása az elpárologtatóban G=162 kg/m 2 s tömegsebesség mellett ábra: A Wilson [93] modelljének összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Friedel [79] modelljének összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Lockhart Martinelli [76] modelljének összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Grönnerud [169] modelljének összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A nyomásveszteség meghatározására kifejlesztett saját modell (6.26 képlet) által adott értékek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Csőköteges elpárologtató köpenyoldali munkaközegének nyomásvesztesége ábra: Kern [8] modell nyomásveszteség értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Bell-Delaware [11] modell nyomásveszteség értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: J.Taborek [13] modell nyomásveszteség értékeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A köpenytéri nyomásveszteség értékeinek meghatározására kifejlesztett saját modell (6.29 képlet) összehasonlítása a mért értékekkel ábra: Csőköteges kondenzátorban a munkaközegek paramétereinek változása a hossz függvényében egy csőre vonatkoztatva ábra: A csőköteges kondenzátor munkaközegeinek áramlási irányai és mérési pontjai ábra: Akers modellből [103] nyert kondenzációs hőátadási tényező érték összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Shah modellből [30] nyert kondenzációs hőátadási tényező érték összehasonlítása a mért értékekkel 92 V

9 6.31. ábra: A Tang modellből [117] nyert kondenzációs hőátadási tényező érték összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Thome modellből [125] nyert kondenzációs hőátadási tényező érték összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A kondenzációs hőátadási tényező értékeinek meghatározására kifejlesztett saját modellel (6.46 képlet) nyert eredmények összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A kondenzációs hűtőközeg nyomásveszteségi gradiensének változása G=106 kg/m 2 s tömegsebesség mellett ábra: A kondenzációs hűtőközeg nyomásveszteségi gradiensének változása G=114 kg/m 2 s tömegsebesség mellett ábra: A kondenzációs hűtőközeg nyomásveszteségi gradiensének változása G=135 kg/m 2 s tömegsebesség mellett ábra: A Wilson modell [168] eredményeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Friedel modell [74] eredményeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Lockhart és Martinelli modell[71] eredményeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A Grönnerud [169] eredményeinek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A nyomásveszteség meghatározására kifejlesztett saját modell (6.47 képlet) által adott értékek összehasonlítása a mért értékekkel ábra: A hőszivattyús rendszer egyenleteinek megoldó algoritmusa ábra: Az elpárologtató és a fojtó szelep matematikai modelljének megoldó algoritmusa ábra: A kompresszor matematikai modelljének megoldó algoritmusa ábra: A kondenzátor matematikai modelljének megoldó algoritmusa ábra: A szimulációs program objektumosztályai ábra: A hűtött közeg hőmérsékletének változása az elpárologtató teljes hosszában ábra: A hűtési teljesítmény változása az elpárologtató teljes hosszán ábra: A hűtött közeg hőátadási tényezőjének változása az elpárologtató teljes hosszán ábra: A hűtött közeg nyomásvesztesége az elpárologtató teljes hosszán ábra: A hűtőközeg hőmérsékletének változása az elpárologtató teljes hosszában ábra: A hűtőközeg nyomásvesztesége az elpárologtató teljes hosszában ábra: A hűtőközeg hőátadási tényezőjének változása az elpárologtató teljes hosszán ábra: A hűtőközeg gőztartalma az elpárologtató teljes hosszán amikor _( h.)= ábra: Valós dugattyús kompresszoron átáramló hűtőközeg tömegárama ábra: Valós dugattyús kompresszor teljesítményigényének jelleggörbéje 115 VI

10 7.16. ábra: A kompresszor teljesítmény igénye ábra: A hűtőközeg hőmérsékletének változása a kondenzátor teljes hosszában ábra: A hűtőközeg nyomásvesztesége a kondenzátor teljes hosszában ábra: A hűtőközeg hőátadási tényezőjének változása a kondenzátor teljes hosszán ábra: A hűtőközeg gőztartalma a kondenzátor teljes hosszán ábra: A fűtött közeg hőátadási tényezőjének változása a kondenzátor teljes hosszán, ű ö = ábra: A fűtött közeg nyomásvesztesége a kondenzátor teljes hosszában, ábra: A fűtési teljesítmény változása a kondenzátor teljes hosszán ábra: A fűtött közeg hőmérsékletének változása a kondenzátor teljes hosszában ábra: A hőszivattyús körfolyamat ábrázolása logp-h diagramban ábra: A hőszivattyús körfolyamat ábrázolása T-s diagramban ábra: A COP értékek ábrázolása, ha a hűtött közeg tömegárama: = ábra: A COP értékek ábrázolása, ha a hűtött közeg tömegárama: = ábra: A COP értékek ábrázolása, ha a hűtött közeg tömegárama: = ábra: A COP értékek ábrázolása, ha a hűtött közeg tömegárama: = ábra: A COP értékeinek maximalizálása 124 M1.1. ábra: Az R134a gőzfázisú hűtőközeg sűrűsége a hőmérséklet függvényében, p=4 [bar] M1.2. ábra: Az R134a gőzfázisú hűtőközeg dinamikai viszkozitása a hőmérséklet függvényében M1.3. ábra: Az R134a gőzfázisú hűtőközeg hővezetési tényezője a hőmérséklet függvényében M1.4. ábra: Az R134a gőzfázisú hűtőközeg fajhője a hőmérséklet függvényében M1.5. ábra: Az R134a folyadékfázisú hűtőközeg sűrűsége a hőmérséklet függvényében M1.6. ábra: Az R134a folyadékfázisú hűtőközeg dinamikus viszkozitása a hőmérséklet függvényében M1.7. ábra: Az R134a folyadékfázisú hűtőközeg felületi feszültsége a hőmérséklet függvényében M1.8. ábra: Az R134a folyadékfázisú hűtőközeg hővezetési tényezője a hőmérséklet függvényében M1.9. ábra: Az R134a folyadékfázisú hűtőközeg fajlagos hőkapacitása a hőmérséklet függvényében M3.1.ábra: A mérőegység blokkdiagramja M3.2. ábra: Az elpárologtató és a kondenzátor köpenyterében elhelyezett mérőszenzorok M3.3. ábra: A hűtőközeg nyomásának mérési tömbvázlata M4.1 ábra: Az elpárologtatóban áramló munkaközegek paramétereinek mérési jelfolyama M4.2. ábra: A kondenzátorban áramló munkaközegek paramétereinek mérési jelfolyama VII

11 Képjegyzék M2.1. kép: A kompresszoros hőszivattyú, a szabadkai műszaki főiskola termotechnika laboratóriuma M2.2. kép: Áram és teljesítménymérők (Amper és wattmérők) M2.3. kép: Transducers-nyomás szenzor M2.4. kép: A hűtött és a fűtött közeg hőmérsékletének mérése M2.5. kép: A hűtött és fűtött közeg térfogatáramának mérése M2.6. kép: Hűtőközeg tömegáramának mérése Coriolis áramlásmérővel M2.7. kép: Hűtőközeg nyomásának mérése manométerekkel M3.1. kép: A testo elismervény a kalibráló mérőműszerről M3.2. kép: A vízórák hivatalos kalibrálásáról az elismervény M3.3. kép: Jegyzőkönyv a mérőóra hibahatáráról M3.4. kép: A hőmérőszonda gyári adatlapja M3.5. kép: CSOP2 mérőegység elhelyezkedése a vezérlőtáblán M5.1. kép: L unite Hermetique kompresszor gyári adatlapja M5.2. kép: L unite Hermetique kompresszor jellemzői a gyári adatlap szerint M5.3. kép: A kompresszor teljesítmény és elektromos áram igényének mérése háromfázisú rendszerben VIII

12 Táblázatjegyzék 6.1. táblázat: A hűtőközeg és a csőfal közötti hőátadási tényező számítási képletei a szakirodalom szerint táblázat: Az elpárolgási hőátadási tényezők összehasonlítása a különböző modellek szerint táblázat: A köpenytérben áramló víz és a csövek közötti hőátadási tényező számítási képletei szakirodalom szerint táblázat: A köpenytéri víz hőátadási tényezőinek összehasonlítása táblázat: A hűtőközeg súrlódási nyomásveszteségének számítási képletei táblázat: A hűtőközeg nyomásveszteség értékeinek összehasonlítása táblázat: A víz köpenytéri nyomásveszteségének számítási képlete táblázat: A hűtött víz nyomásveszteségi modelljeinek összehasonlítása táblázat: A hűtőközeg hőátadási tényezőinek számítási képletei táblázat: A kondenzációs hőátadási tényezők összehasonlítása a különböző modellek alapján táblázat: A kondenzációs hűtőközegben fellépő nyomásveszteség értékeinek összehasonlítása a különböző modellekben táblázat: Hűtőközeg osztály táblázat: A víz osztály táblázat: A hőcserélő osztály táblázat: A COP maximalizálása során számított input output értékek 123 M3.1. táblázat: A hűtött víz mért hőmérsékletei M3.2. táblázat: A fűtött víz mért hőmérsékletei M3.3. táblázat: Az elpárologtatóban mért hűtőközeg nyomásai M3.4. táblázat: A kondenzátorban mért hűtőközeg nyomásai M3.5. táblázat: Az elpárologtató köpenyterében mért kútvíz nyomása M3.6. táblázat: Az elpárolgási hőátadási tényező mért értékei M3.7. táblázat: A kondenzációs hőátadási tényező mért értékei M3.8. táblázat: Az elpárologtató köpenytéri hőátadási tényező mért értékei M3.9. táblázat: A kondenzátor köpenytéri hőátadási tényező mért értékei M5.1. táblázat: A kompresszor teljesítményének mért értékei a mért hőmérsékletek függvényében M5.2. táblázat: A kompresszor elektromos áram igényének mért értékei a mért hőmérsékletek függvényében IX

13 Jelölések [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] h [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] felület, fajhő, szelepállandó, teljesítménytényező, csőátmérő, tömegsebesség, entalpia, elektromos áram igény, hőátbocsájtási tényező, tömegáram, moláris tömeg, csövek száma, teljesítmény, nyomás, nyomásveszteség, redukált nyomás, fűtési teljesítmény, hűtési teljesítmény, hőáramsűrűség, latens hő, entrópia, hőmérséklet, fajtérfogat, térfogatáram, X

14 [ ] [ ] áramlási sebesség, gőztartalom, hosszúság, Görög betűk [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] [ ] hőátadási tényező, csőfal vastagság, szétválasztott hányad, hatásfok, csövek egymás közötti elhelyezkedése, izentropikus kitevő, hővezetési tényező, csősúrlódási tényező, dinamikai viszkozitás, kinematikai viszkozitás, sűrűség, felületi feszültség, kétfázisú szorzó tényező, Alsó index 1,2,3,4 a körfolyamat jellegzetes pontjai, be bemenő, ki kimenő, B bevezetett, E elvezetett, o elpárolgás, c kondenzáció, hk hűtőközeg, gőz gőz, víz víz, XI

15 hvíz fvíz kev túlh komp cső kop geom.jell f g kf sat b k hűtött víz, fűtött víz, keverék, túlhevített, kompresszor, csőfal, köpeny, geometriai jellemzők, folyadék fázis, gőzfázis, kétfázis, telített, belső, külső. XII

16 1. BEVEZETÉS A hőszivattyúk segítségével a környezet energiáját magasabb, a felhasználás céljának megfelelő hőmérséklet szintre emeljük - termodinamikai úton vagy külső mechanikai munka felhasználásával. A hőszivattyú két legfontosabb fajtája a kompresszoros és az abszorpciós hőszivattyú. * A mechanikai munkát igénylő hűtőkörfolyamaton alapuló hőszivattyúk a kompresszoros hőszivattyúk, míg a hőt igénylők az abszorpciós gépek. A műszaki gyakorlatban, becslés szerint, a hőszivattyúk 80%-a kompresszoros, a fennmaradt 20% abszorpciós. A kompresszoros hőszivattyú az energiát termelő körfolyamatokhoz képest egy fordított körfolyamatot megvalósító hűtőgép, amelynek az alkalmazási célja általában a fűtés. A kompresszoros berendezések elterjedésének egyik oka, hogy ezek teljesítménytényezője lényegesen jobb, mint az abszorpciós gépeké. Értekezésemben a kompresszoros hőszivattyú termodinamikai és energetikai vizsgálatával illetve a körfolyamat energetikai optimálásával foglalkozom A kompresszoros hőszivattyú bemutatása A XX. század második felének és a XXI. század, tehát jelen korunk egyik leghatékonyabb, energiatakarékos fűtési illetve hűtési megoldását jelenti a kompresszoros hőszivattyú alkalmazása. A kompresszoros hőszivattyú olyan berendezés, amely zárt rendszerben áramló munkaközeg segítségével alacsony hőmérsékletű környezetből (külső munkaközegtől) energiát (hőt) vesz fel, azt villamosenergia vagy mechanikai munka befektetésével, munkagéppel hajtott kompresszor segítségével magasabb hőmérséklet szintre emeli és a felhasználónak, egy másik munkaközegnek, többnyire fűtési rendszerben keringetett hőhordozó közegnek (víznek) leadja (1.1. ábra). Az ábrán az ún. valóságos körfolyamatot megvalósító körfolyamatot mutatjuk be. Az ideális hűtő és hőszivattyú körfolyamatot a Carnotkörfolyamat (1.2. ábra) szemlélteti. *Nem foglalkozunk a különleges fizikai folyamatok felhasználásán alapuló hőszivattyúkkal, pl. Peltier effektus. 1

17 1.1. ábra: A kompresszoros hőszivattyú energiafolyama A több mint 100 éve ismert műszaki megoldás az elmúlt húsz évben terjedt el Európában és a világon. A hőszivattyúk körfolyamatai termodinamikailag megegyeznek a hűtőkörfolyamatokkal, csupán a hideg hőtartály szerepét a környezet, a meleg hőtartályét pedig a fűtött rendszer veszi át ábra: Carnot-körfolyamat 2

18 A körfolyamatba bevezetett hő: = Δ. (1.1) A körfolyamatból elvezetett hő: = Δ. (1.2) A körfolyamatba befektetett mechanikai munka: = Δ. (1.3) Az entrópia különbség: = illetve. (1.4) A Carnot-körfolyamat energetikai hatékonyságát a teljesítménytényezők (fajlagos hűtő illetve fűtő teljesítmény) mutatják, amelyek: ű ő = =, ő. = =. (1.5) A technikailag kivitelezett hűtőgépekben és hőszivattyúkban nem Carnot-körfolyamatot valósítunk meg itt nem részletezett okok következtében, hanem a technikai munka kinyerése helyett fojtószelepen keresztül izentalp expanzióval kötjük össze a kondenzátor és az elpárologtató nyomás szintjét (1.1. ábra). Ennek következtében természetesen a Carnotkörfolyamathoz képest a valóságos körfolyamat teljesítménytényezőjének értéke csökken és számítási módja is más. A hűtő- és hőszivattyú körfolyamatok szemléltetésére és számítására a T-s diagramnál jobban bevált az eredetileg Bánki Donát [1] által bevezetett logp-h diagram, amelyben az alkalmazott hűtőközegek típusára jellemző állapotváltozások görbéi találhatók. A kis és közepes teljesítményű hőszivattyúk leggyakrabban alkalmazott munkaközege a 2000-es évek elején kifejlesztett R134a jelű környezetbarát egykomponensű hűtőközeg (1.3. ábra) ábra: Az R134a hűtőközeg logp h diagramja 3

19 A diagram előnye, hogy egyfelől az entalpia-értékek könnyen, az abszcisszatengelyen olvashatók le, másrészt minden hőközlési folyamat elméletileg- vízszintes, izobár (p=const.), a fojtás pedig izentalp, függőleges egyenes mentén történik, az ideális kompresszió izentróp vonalon megy végbe (s=const.). Az ideális, veszteségmentes hőszivattyú körfolyamatot az 1.4. ábrán, a veszteséges körfolyamatot az 1.5 ábrán mutatom be ábra: Az ideális veszteségmentes körfolyamat a logp h diagramban ábra: A veszteséges körfolyamat a logp h diagramban A logp-h diagram ábrázolási módja szerint a teljesítménytényező értékét mind veszteséges körfolyamatra a következőképpen számíthatjuk: = = h h h h. (1.6) 4

20 1.2. A kompresszoros hőszivattyús rendszer energetikai jellemzői, teljesítménytényező (COP) A rendszer energetikai hatásfoka, a teljesítménytényező, a nemzetközi terminológiában COP, a fűtésre nyert hő és a befektetett összes mechanikai munka közötti viszonyt fejezi ki. A teljesítménytényező megmutatja hány kwh hőt nyerünk 1kWh kompresszió munka befektetése mellett. A mechanikai munkát általában villanymotorokkal villamos energia felhasználásával nyerjük, de megjelentek a gyakorlatban a gáz üzemanyagot felhasználó belsőégésű motorok (gázmotorok) is. A hőszivattyús rendszer működtetéséhez a kompresszor mellett szivattyúkat is alkalmazunk: az elpárologtatóhoz csatlakozó hidegvizes rendszerben és a kondenzátorhoz kapcsolt hőszolgáltató fűtési rendszerben a hőszállító közeg keringetését szivattyúkkal végezzük. A kompresszoros hőszivattyús rendszer teljes teljesítménytényezőjének számításakor a keringető szivattyúk teljesítményét is figyelembe kell venni a Carnot-körfolyamatra (1.5) és a valóságos körfolyamatra deninált (1.6) összefüggésben: illetve =, (1.7) = , (1.8) ahol = + +, (1.9) = + +, (2.0) - az elpárologtatóban felvett hő teljesítménye, a szállított hő, - a kondenzátorból elvezetett hő teljesítménye, fűtésre használt hő, - a kompresszor által felvett teljesítmény, - a vízszivattyú elektromos teljesítmény igénye, - a keringető szivattyú elektromos teljesítmény igénye. A hőszivattyú energetikai optimuma akkor áll elő, ha a COP maximális értéket vesz fel. Maximális teljesítménytényezőt akkor érünk el, ha a hőt minimális befektetett mechanikai munka felhasználásával szállítjuk a felhasználás helyére. 5

21 Fontos kiemelni, hogy a teljesítménytényezőre nagymértékben kihatnak a rendszer geometriai méretei és szerkezeti megoldásai. A megszerkesztett és legyártott rendszernél a teljesítménytényezőt már csak a befektetett mechanikai munkák csökkentésével lehet javítani. Mechanikai munkára (teljesítményre) van szükség a szivattyúk illetve a kompresszor működtetéséhez. A maximális COP beállítása nem könnyű feladat, ismerni kell a hőszivattyús rendszer struktúráját, szerkezeti megoldásait, működését és nem utolsósorban a rendszer teljeskörű fizikai és matematikai modelljét, amelyek a rendszerben végbemenő körfolyamat állapotváltozásait, veszteségeit és ezekkel összefüggésben a teljesítménytényező, COP értékét írják le. A fizikai modellt leképező matematikai modell nélkül nehéz elképzelni az üzemeltetési optimum elérését, habár a mai műszaki-technológia és gyártási színvonal biztosít számunkra olyan műszaki megoldásokat, amelyek segítségével a kivitelezett, működő rendszereknél beállítható az adott rendszer energetikai optimuma. Rendelkezünk olyan kompresszorokkal és szivattyúkkal, amelyek fordulatszáma széles tartományban folytonosan szabályozható. A fordulatszámok összehangolásával az aktuális fogyasztói igényhez beállítható az adott szerkezetű rendszer maximális teljesítménytényezője. A maximális teljesítménytényező a névleges állapotra (legnagyobb terhelésre) a tervezés fázisában az optimális rendszer paraméterek megválasztásával határozható meg, szoros összefüggésben a rendszer együttes létesítési és üzemeltetési költségének minimalizálásával. A kivitelezett rendszernél viszont a kompresszort és a szivattyúkat hajtó motorok fordulatszámának összehangolásával továbbá egyéb, a későbbiekben részletezett döntésekkel az optimális munkapont beállítása a cél, amely az üzemeltetés optimalizálását lehetővé tevő matematikai modell felállításával valósítható meg. Az üzemi optimális munkapont beállítása alatt a hőszivattyús rendszer teljesítménytényezőjének maximalizálását értjük. A globális optimum kitűzése csakis a tervezés fázisában valósítható meg, hisz ebben a szakaszban van lehetőség a legjobb szerkezeti megoldások és optimális méretek megválasztására. A meglévő, már megvalósított rendszernél az üzemeltetési költség minimalizálásához a szerkezeten és a méreteken változtatni már nem lehet. 6

22 1.3. A kompresszoros hőszivattyú, mint megújuló energiaforrást kiaknázó berendezés A kompresszoros hőszivattyú (továbbiakban hőszivattyú), amely megfelelő teljesítménytényező mellett hatékonyabb energia kihasználást tesz lehetővé a primer energiák közvetlen kihasználásához képest, a mechanikai energia mellett egy hozzá kapcsolható alacsony hőmérséklet szintű hőforrást is igényel. A hőszivattyúk hőforrásai többnyire megújuló, környezetünk természetes energiaforrásai. A hőforrástól függően különböző típusú hőszivattyúk léteznek, amelyeket következőképpen lehet osztályozni: - Levegő-levegő típusú hőszivattyúk: a levegőből nyert hőt légfűtésben hasznosítjuk. - Levegő-folyadék típusú hőszivattyúk: a levegőből nyert hőt a fűtési rendszerben keringetett fűtővíznek adjuk át. Többnyire alacsony hőmérsékletű fűtésekben alkalmazzák. - Folyadék-folyadék típusú hőszivattyúk: a természetes vizek hőjét illetve földhőt hasznosítják. Szintén többnyire alacsony hőmérsékletű fűtésekben alkalmazzák. Az ideális hőforrás kiválasztásánál figyelembe kell venni a rendelkezésünkre álló hőforrás kiaknázási lehetőségeit, a közeg hőmérsékletét és nem utolsó sorban a felhasználható hő mennyiségét, a hőforrás rendelkezésre álló kapacitását. Az ideális hőforrás stabil, bőségesen rendelkezésre áll, nem okoz szennyezést, jó termo-fizikai tulajdonságai vannak (Stróbl [2]) Levegő-levegő hőszivattyúk A levegő a környezetünket képezi, korlátlanul rendelkezésre áll s bármikor felhasználható. A hőszivattyú számára ezáltal bizonyos mértékig hatékony energiaforrás. A környezeti levegő hőforrásként, az időjárástól függően többé-kevésbé +2, +3 C hőmérsékletig hasznosítható, megfelelő teljesítménytényezővel és költséggel. A levegő ennél alacsonyabb hőmérséklete esetén a hőszivattyú COP értéke igen kicsivé válik (kisebb mint három) ezáltal figyelembe véve a villamosenergia-termelés hatásfokát- a primer energia felhasználás nagyobb lesz ahhoz képest, mintha a primer energiát közvetlenül fűtésre használnánk fel. 7

23 Elmondható, hogy a levegős hőszivattyú teljesítménytényezője, azaz a COP általában alacsonyabb a vizet illetve a föld hőjét hasznosító hőszivattyúkhoz képest. Mindezek mellett mégis a legelterjedtebb hőszivattyú típusnak számítanak, hiszen egyszerűen és olcsón telepíthetők. Nincs szükség talajszonda telepítésre, sem pedig kollektorok kialakítására, így a levegő-levegő típusú hőszivattyúk telepítésének összköltsége igen kedvező Levegő-folyadék hőszivattyúk A split készülék (levegő-víz hőszivattyú) kültéri egysége a környezeti levegő energiáját hasznosítja, a beltéri hidraulikus modul adja át a hőt a hőleadóknak és a HMV tárolójának. Hűtés esetén a hőszivattyú az épületből a levegőnek adja át a felesleges hőt. Levegő-folyadék hőszivattyú hátránya az erősen hőmérsékletfüggő alacsony COP: (+2 C fokos levegőn mérve), és nem utolsó sorban a beltéri kivitel esetén a zajhatás (54 db) Folyadék-folyadék hőszivattyúk A kivitelezési mód lehetővé teszi a földhő, talajvíz, élővíz vagy egyéb környezeti hőforrásokhoz való hozzáférést. A folyadék-folyadék hőszivattyúk lehetnek nyitott vagy zárt rendszerűek. A földhő-víz rendszerű hőszivattyúk általában zárt rendszerűek, míg az egyéb vízvíz hőszivattyúk lehetnek zárt és nyitott rendszerűek. A zárt rendszereknél fagyálló folyadék kering a csőhálózatban és a hőt a felszín alatti közeggel érintkező csövek továbbítják az elpárologtatóhoz. Teljesítménytényezőjük rosszabb, mint a nyitott rendszereké, mert egy hőmérsékletlépcső alakul ki a föld, a szonda és a munkaközeg között. Továbbá a fagyálló folyadék viszkózusabb, ezért nagyobb szállítómagasságot és nagyobb szivattyúzási energiát is igényelnek. Viszont üzemeltetésük lényegesen biztonságosabb, mivel a rendszer állandóan ugyanazzal a folyadékkal van feltöltve, így kevésbé korrodálódik, és élettartama is hosszabb. A zárt rendszerek hátránya, hogy beruházási költségük nagyobb, mint a nyitott rendszereké. Nyitott rendszerek esetében a hőkinyerés a természetes víz (talajvíz, forrásvíz, hévíz, patakok, folyók stb.) kiszivattyúzásával és visszatáplálásával történik. Hévizek esetében a lerakodások és elsózódások miatt az elpárologtató és a hőforrás közé egy közvetítő közeget 8

24 iktatunk be, miáltal a rendszert tulajdonképpen zárttá tesszük. Nyitott rendszerek esetén ügyelni kell a hőforrás minőségére, szennyezettségére, szükség esetén a szűréséről, illetve megfelelő kezeléséről gondoskodni kell A folyadék-folyadék típusú hőszivattyúk hőforrásai A folyadék-folyadék típusú hőszivattyúk hőforrásai közé a földhő, a természetes élővizek, a hévizek, a talajvíz és a kútvíz sorolható. A mélyebb rétegek és a felszín közeli talaj hője természetes hőforrás, amely a hőjét egyfelől a Föld belsejéből, másfelől a napsugárzásból nyeri. A talaj felső rétegei az évszakoknak megfelelően viszonylag nagy hőingadozást mutatnak, de a fagyhatár alatt ez az ingadozás sokkal kisebb. A földhő kinyerése: talajkollektoros rendszer A vízszintes kialakítású talajkollektoros rendszer esetében méter mélyen, a fagyhatár alá fektetett csőkígyók segítségével történik a hő kinyerése a talajból. A csövek anyaga polietilén vagy műanyaggal bevont réz. A talajkollektoros rendszer alkalmazásához, a fűtési hőigény nagyságától továbbá a talaj minőségétől függően elegendő nagyságú kiásható földfelület szükséges a csőkígyók fektetése számára. Az említett mélységben a talajhőmérséklet a léghőmérséklet és a napsugárzás intenzitásának függvényében jelentősen változik az év folyamán, ezért ezzel a kialakítással alacsonyabb teljesítménytényező érhető el, mint a talajszondás változattal. A földhő kinyerése: talajszondás rendszer A függőleges kialakítású talajszondás rendszerek nagy előnye, hogy a talaj hőmérséklete megfelelő mélységben gyakorlatilag évszaktól független, egész évben állandó. A talajszondával rendelkező hőszivattyúk alkalmasak a hőszükséglet kielégítésére az egész fűtési szezonban. A talajszondás rendszerek függőleges kialakításúak. Megközelítőleg 120mm átmérőjű anyacsőben, talajfelszíntől mérve méter mély furatokban helyezik el a kettő vagy négy csőből álló talajszondát. A talajszondás rendszer tervezésekor feltétlenül meg kell győződnünk arról, hogy az adott terület geológiailag alkalmas-e az méter mély furatok kialakításához. 9

25 A nagyobb rendszerek tervezése esetén a munkálatok előtt geofizikai vizsgálat és szondateszt szükséges. Ezek során a különböző talajrétegek jellemzőit vizsgálják, ami azért szükséges, mert a különböző összetételű és tulajdonságú talajból kinyerhető energia mennyisége meglehetősen széles tartományban változhat, amit a szondafuratok számának meghatározásánál feltétlenül figyelembe kell venni. Felszíni élővizek hőjének kinyerése A zárt rendszerek csoportjába tartoznak a felszíni vizek hőjét hasznosító hőszivattyús rendszerek. Tó vagy folyó aljára megfelelő mélységben fektetett csőkígyót, kollektort használnak a szükséges energia kiaknázására. Előnye a drága földmunkák költségeinek megtakarítása, a hőszivattyú COP szempontjából pedig nincs hőmérsékletlépcső. Hátránya, hogy ökológiai hatásai károsak lehetnek a környező élővilágra, ezért a vízjogi előírások bizonyos korlátokat szabnak. Talajvíz, kutak hőjének kinyerése A talajvíz hőmérséklete +7 C-tól +20 C-ig terjedhet, és közelítőleg független a levegő hőmérséklettől. A hőelvonás nem befolyásolja a talajvíznek sem a minőségét, sem a mennyiségét. A nyerőkútból a vizet szivattyú emeli ki és nyomja át hőleadás céljából a hőszivattyú elpárologtatóján. A lehűlt vizet a nyelőkútba visszasajtolják a talajvíz tartományba. A nyerőkút elhelyezésekor figyelembe kell venni a talajvíz áramlásának irányát, továbbá a kutakat ajánlatos egymástól legalább m távolságra elhelyezni. A víz-víz hőszivattyúk esetében az elpárologtatóban a kútvízhőmérséklet 3-4 C-nál alacsonyabb hőmérsékletre nem eshet az elfagyás veszélye miatt. A víz-víz hőszivattyúk tervezési korlátja a rendelkezésre álló talajvíz hőmérséklete, és a kút vízhozama. A víz talajból történő kinyeréséhez az illetékes vízügyi hatóságok engedélye szükséges. Hévizek hőjének kinyerése A földkéreg alatt lejátszódó radioaktív folyamatok hőt termelnek. Ez a hő folyamatosan áramlik a föld felszíne felé. Így a kéregben jelentős tárolt hőkészletek alakultak ki. A tárolt 10

26 hőkészlet két részből áll, a hévízkészletből, és a felmelegedett kőzetekben tárolt hőből. Ezek azonban nem választhatók élesen ketté, hiszen a leszivárgó vizeket a kőzetek melegítik fel. A felszínre hozott hőtároló közeggel egyrészt hévizet (30 C-nál melegebb vizek), másrészt hőt kapunk. Tehát a hőhordozó hasznosítását elsősorban annak minősége határozza meg. A felszínre hozott hévizek egyfelől gyógyvizek, másfelől energetikai célra is hasznosulnak. Az utóbbi évtizedekben előtérbe került a hévizek energetikai célú felszínre hozatala és hasznosítása. A gyógyhatás a víz só- és gáztartalmától függ. A gyógyvizek hője is kinyerhető, hiszen a melegebb vizet kellemes hőmérsékletűre kell hűteni, és ez oly módon is megtehető, hogy a víz minőségének változtatása nélkül vonják el a fölösleges hőt. Amennyiben nem gyógyhatású a felszínre hozott hévíz, akkor ezekben az esetekben csak a hőt hasznosítják. A felszínre hozott hévíz hőjét a lehető legalacsonyabb hőmérséklet szintig fel kell használni. Amennyiben a víz visszasajtolásra kerül, csak a hő hasznosul, a víz összetétele nem változhat (Kontra Jenő [3]). A hévízelhelyezés jogi és környezeti problémákat vet fel, amelyek elemzése a jelen értekezésemnek nem lehet tárgya A megújuló energiaforrások jelentősége az európai és a magyarországi energiapolitikában Az iparosodás során az ember energiaszükségletei mind nagyobbak lettek. A növekvő energiaigények kielégítése a rendelkezésre álló energiakészletek kiaknázásához vezetett, továbbá környezetszennyezést és éghajlatváltozásokat eredményezett. A megnövekedett primer energiafogyasztást túlnyomórészt fosszilis energia hordozókkal elégítik ki, amelyek jelentős mértékben felelősek a fokozott környezetszennyezésért. Az 1.6. ábra a világ primerenergia igényének változását mutatja. 11

27 Millió tonna olajegyenérték 1.6. ábra: A világ primerenergia-igényének változása (1 millió tonna olaj=41,868 PJ) (IEA/AIE World Energy Outlook 2007 (WEO 2007). p. 74.) Az Európai Bizottság az ENSZ 2008-as csúcstalálkozóján egy jövőbemutató javaslattervet fogadott el a megújuló energiaforrások alkalmazására vonatkozóan. A javaslatcsomag, Megújuló Energia Útiterv célja, hogy az Európai Unió megvalósítsa a 2007-es bázishoz képest az üvegházhatást okozó gázok 20%-os csökkentését, ugyanakkor a megújuló energiaforrások teljes energiafelhasználáson belüli arányának 20%-ra történő emelését ig. Teljes energiafogyasztás[ %] Viszonyitási év: Tagállamok 1.7.ábra: Az EU elvárásai, a megújulók %-os aránya az összes végső energiafogyasztásban (Forrás: Európai Bizottság) 12

28 1.8. ábra: Megújuló energiafelhasználás megoszlása Magyarország 2006-os adatai alapján (Bohoczky F.) Az uniós célok eléréséhez, a Magyar Kormány Energiapolitika a Nemzeti Éghajlatváltozási Stratégia , a Megújuló Energia Stratégia és a Nemzeti Energiahatékonysági Akcióterv a Nemzeti Cselekvési Terv (NCsT) jövőképével összhangban jelölte ki az elérendő célokat. Az NCsT az európai parlament és a tanács irányelve (RED irányelv) szerint, és az ezzel kapcsolatos egységes formanyomtatványról szóló bizottsági határozatban foglaltak szerinti formátumnak megfelelően került összeállításra. A Nemzeti Cselekvési Terv intézkedései egyik jelentős alfejezetének célja a megújuló energia hasznosítási lehetőségeinek bemutatása az épületenergetika területén. Az épületek energetikai jellemzői, az építési szabványok szorosan összefüggenek a megújuló energiaforrások fűtési-hűtési célú hasznosításával, ezért a terület kiemelt kezelése a megújuló energiaforrások szempontjából is indokolt. Ezen túlmenően egyes megújuló energiaforrás típusok alkalmazása elválaszthatatlanul összekapcsolódik az épületenergetikával. A magyar épületállomány energetikai állapota az EU-átlagnál rosszabb, ezért azok átalakítása, korszerűsítése különösen jelentős potenciált jelent az energetika területén. Ma a Magyarországon felhasznált összes energia 40%-át az épületeinkben használjuk el, amelynek mintegy kétharmada fűtés és hűtés számlájára írható. Az épületek fűtése az egyik legnagyobb CO 2 kibocsátó. Az épületszektor energetikai korszerűsítésének jelentőségét támasztja alá továbbá az a tény, hogy ebben a szektorban lehet a leginkább költséghatékony módon energia megtakarítást elérni. Az épületenergetika az EU egyik fő prioritási területe is, mert bizonyítottan ez az a terület, 13

29 ahol a leghatékonyabban lehet a klímavédelmi célokat teljesíteni. Ezért a Kormány 2011-től az új Széchenyi Terv részeként átfogó épületenergetikai programot tervez indítani, amely célja az épületek energetikai korszerűsítése, az energiahatékonyság, valamint a megújuló energiaforrások alkalmazásához történő hozzájárulás. A megújuló energiaforrások fokozott mértékű alkalmazásának egyik kitűnő lehetősége a hőszivattyúk alkalmazása [4]. A hőszivattyúk a megújuló és a hulladékenergiák hasznosításával elősegítik a fosszilis tüzelőanyagok gazdaságosabb felhasználását, így jelentősen mérsékelik az építmények energiaellátásának üzemeltetési költségeit. Energetikai szempontból kedvező, hogy a hőszivattyúk alkalmazhatók épületek fűtésére, hűtésére és használati melegvíz előállítására is. Napjaink egyik leghatékonyabb eszköze annak, hogy energiát takarítsunk meg és a szén-dioxid kibocsátást csökkentsük. A legnagyobb energia megtakarítást az energiatermelés és felhasználás ésszerűsítésével, az építmények hőveszteségének csökkentésével, valamint a fűtőberendezések optimális kiválasztásával és üzemeltetésével érhetjük el. Az épületgépészetnek a fűtési technológiák korszerűsítésével a közeljövőben várhatóan nélkülözhetetlen berendezése lehet a hőszivattyú. 14

30 2. PROBLÉMA FELVETÉS ÉS AZ ÉRTEKEZÉS CÉLKÍTŰZÉSEI Értekezésemben a víz-víz kompresszoros hőszivattyúk üzemének tudományos alapokon nyugvó tervezésével foglalkozom. Ennek keretében a fő célkitűzésem, hogy a hőszivattyú körfolyamatát megvalósító technológiai berendezésekben, rendszerelemekben végbemenő termodinamikai, hőközlési és áramlástani folyamatokat az eddigieknél pontosabban leírhassam, az állapotváltozásokat a körfolyamat minden egyes és egyébként tetszőleges pontjaiban meghatározhassam. A szakirodalom részletes elemzése után megállapítottam, hogy a kompresszoros hőszivattyúk körfolyamatainak rendszerelvű vizsgálata, az állapotjelzők változását leíró részletes és megbízható szimulációs modellek hiányoznak. Az értekezés két pilléren nyugszik, amelyek egyben a munkám fő vizsgálati irányát is jelentik. Ezek: - A még számottevő mértékben alkalmazott csőköteges hőcserélők az elpárologtató és a kondenzátor vízoldali és hűtőközeg oldali hidraulikai és hőtechnikai modellezése. A nyomásveszteségek és a hőátadási tényezők mérése és új függvények meghatározása a vizsgált R134a hűtőközegre. A közegek termodinamikai és áramlástani paramétereinek kapcsolatát leíró függvények meghatározása. - Ha rendelkezésünkre állnak a gépészeti elemek bemenet-kimenet analízisének eredményeként, a bemenetek és kimenetek kapcsolatát leíró függvények, akkor ezek birtokában a lehető legaprólékosabban és legprecízebben vizsgálhatjuk a teljes körfolyamatot, az összekapcsolt és együttműködő, a körfolyamatot megvalósító gépészeti elemek működését, beleértve az elpárologtató és a kondenzátor vízoldali folyamatainak leírását is. A fentiek birtokában az értekezés fő célkitűzése olyan fizikai és matematikai modell felállítása valamint megoldó algoritmus kifejlesztése, amelyek segítségével lehetségesé válik a különböző fűtési hőigényekhez a rendszer üzemének optimalizálása, vagyis annak vizsgálata, hogy az adott hőigényt hogyan tudjuk maximális teljesítménytényezővel és minimális elektromos energia felhasználásával kielégíteni. A lényeg tehát a COP-nek mint a rendszer célfüggvényének maximalizálása, annak vizsgálata, hogy ezt az elpárologtató és a kondenzátor vízoldalán milyen döntési paraméterekkel, 15

31 illetve azok milyen értékével tudjuk beállítani, figyelembe véve a kompresszor és a fojtó szelep viselkedését a névlegestől eltérő munkapontokban. A rendszer üzemének célfüggvénye tehát: =!. (2.0) Fűtési teljesítmény: = +. (2.1) Hűtési teljesítmény: =,,,,. (2.2) Kompressziós munka: =,,,,. (2.3) Értekezésemben fontos szerepet kap azoknak a méréseknek a bemutatása, amelyek segítségével az elpárologtatóban és a kondenzátorban végbemenő hőátadási és áramlási folyamatok jellemzőit meghatároztam, és ezekből a hőátadási tényezők és a nyomásveszteségek számítására új összefüggéseket állítottam fel. Ezek az összefüggések a szakirodalomban található összefüggésekhez képest a szóbajövő Re-szám tartományban és üzemeltetési feltételek mellett igazoltan pontosabb eredményeket adnak. 16

32 3. IRODALMI ELŐZMÉNYEK, EDDIGI VIZSGÁLATOK A hőszivattyúk széleskörű kiterjedt irodalmából csak azokat a munkákat vizsgáltam, amelyek szorosan kapcsolódtak értekezésem célkitűzéséhez. Figyelmemet elsősorban az elpárologtatóban és a kondenzátorban a kétfázisú áramlásban végbemenő hőátadási folyamatok leírására és a munkaközeg és a csőfal közötti hőátadási tényező meghatározására irányuló dolgozatok értékelésére fordítottam, de feldolgoztam mind a munkaközeg mind a víz áramlása során jelentkező nyomásveszteség meghatározásával foglalkozó dolgozatokat is. Fentieken kívül feldolgoztam a hőszivattyú állandósult állapotát leíró rendszertani vizsgálati modelleket is annak érdekében, hogy tovább fejleszthessem azokat a hőszivattyús rendszerek energetikai optimalizációját megfogalmazó fizikai és matematikai modellek kialakításához. A hőszivattyú matematikai modelljének pontosságát főleg a hőátadási tényezők értékei és kisebb mértékben a nyomásveszteség értékei befolyásolják. Ki kell emelnem Maiyaleh Tarek e területen kifejtett munkásságát [5], amelyben részletesen foglalkozott a hőszivattyúk kondenzátorában lezajló hőátadási folyamatok modellezésével. A mérésekből átlagos kondenzációs hőátadási tényezőt határozott meg. Az ő vizsgálatai R12, R22 és R502 hűtőközegekre vonatkoztak, amelyek ma már ózonkárosító hatásuk miatt nem alkalmazható a hűtéstechnikában. A modell lamináris áramlásra lett kidolgozva, az eredmények azonban dimenziótlan hasonlósági számokkal felépített a képletek formájában illeszkednek az általános hőátadási elméletekhez. Méhes Szabolcs rendszertani értelemben legátfogóbban elemezte a kompresszoros hőszivattyúk és rendszerek létesítésének és üzemeltetésének optimalizációját [6]. Méhes globális stacioner mérlegekkel dolgozott. A rendszerelemek részletes (elosztott paraméterű) termikus és hidrodinamikai viselkedésének leírása nem képezte vizsgálatainak tárgyát. Az irodalom áttekintésében a hőátadási tényezőkre és a nyomásveszteség számítására vonatkozó vizsgálatokból a csőköteges hőcserélőkre szorítkoztam, tekintve hogy értekezésem egyik célkitűzése az ilyen típusú elpárologtatók és kondenzátorok termodinamikai és hidraulikai viszonyainak leírása. 17

33 3.1. A csőköteges hőcserélőben a köpenyoldali közeg (víz) hőátadási tényezőjének irodalma 1949-ben Donohue [7] bemutatott egy egyszerű modellt a csőköteges hőcserélő köpenyoldali hőátadásának meghatározására. A modell nem vette figyelembe a szivárgási és bypass hatást. Hasonló eljáráson alapszik Kern [8] módszere is. A modell a terelőablak kivágását 25%-ban veszi figyelembe, továbbá lamináris áramlásra nem érvényes, viszont a modell egyszerűsége miatt igen népszerűvé vált a hőátadás és nyomásesés közelítő meghatározására ben Tinker [9] bemutatott egy igen részletes és bonyolult modellt, amelyben a főáramlást több rész-áramlásra bontja. Tinker modellje alapján született Bell [10], [11], [12] modellje, ami szintén igen bonyolult számítási módszer, és Delaware néven terjedt el. Bell a korrekciós tényezőket grafikus formában adta meg. A Delaware módszer a szivárgási hatásokat korrekciós tényezőkkel veszi figyelembe, és alkalmas számítógépes modellezésre. Ez a módszer széles körben használt és leginkább ajánlott. Taborek [13] alkalmassá tette Bell részletes, bonyolult áramlások módszerét számítógépes modellezésre, míg Will és Johnson [14] kézi számításra. A Hewitt módszer egy könnyen hozzáférhető változata Wills és Johnson módszerének. L. A. Asmantas és a többiek (1985) [15] új hőátadási modellt állítottak fel a következő mérési eredmények alapján: csövek száma: 7, köpenyátmérő 0.08m, S/de= , 2000<Re<10000, munkaközeg víz és olaj. Gnielinski és Gaddis (1997) [16] modellje szintén a köpenytérbeli áramlás főáramra, résáramra és kerülő (bypass) áramra való felosztásán alapszik. Kothari és a többiek (1998) [17] által alkotott egyenlet a következő mérési eredményekből született: köpenyátmérő: 290 mm, csőátmérő: 30 mm, terelőlemezek közötti távolság: 113, 144 és 175 mm, terelőlemez ablaka 77 mm, csövek száma:37. Zahid és a többiek (2005) [18] új hőátadási modellt állítottak fel a következő mérési eredmények alapján:12.09 inch, a cső külső átmérője: 0.75 inch, csövek száma: 100, közeg térfogatárama: 100 lb/h. Hosseini és a többiek (2007) [19] modellje a következő mérési adatokon alapszik: terelőlemezek száma 11, köpenyátmérő: 120 mm, cső hossza mm, csőátmérő: 14.1/15.6 mm. Primal (2008) [20] alumínium cső, melynek átmérői: db=1.42 mm, dk=3.62 mm, l=6.61 mm. Sunil S. Shinde és a többiek (2012) [21] Kern módszerét módosították. 18

34 3.2. A csőköteges hőcserélőben a köpenyoldali közeg (víz) nyomásesésének irodalma Az egyfázisú közeg köpenyoldali hőátadási tényezőjéhez hasonlóan Tinker, Bell, Taborek, Delaware, Wills és Johnson vizsgálatai képezik az egyfázisú közeg köpenyoldali nyomásesésének meghatározó alapját is. Silvester és a többiek (1982) [22] vizsgálataiban a köpenyátmérő d=12 mm, 30% terelőlemez ablak. Gnielinski és Gaddis (1997) [16] modellje szintén a köpenytérbeli áramlás főáramra, résáramra és kerülő (bypass) áramra való felosztásán alapszik. A Kottke és a többiek (1998) [23] által alkotott egyenlet a következő mérési eredményekből született: köpenyátmérő: 290 mm, csőátmérő: 30 mm, terelőlemezek közötti távolság: 113, 144 és 175 mm, terelőlemez ablaka 77 mm, csövek száma: 37. Davide és a többiek (2005) [24] esetében a köpenyátmérő D= mm, csőátmérő 9.52 m, számuk: n= , 28-35% terelőlemez ablak, terelőlemezek száma: 11-35, csövek hossza: m, T= C, továbbá összehasonlította a Bell-Delaware, Wills és Johnson nyomásesési modelljeit. Uday és a többiek (2006) [25] új modell alkotása a geometria függvényében. = , terelőlemez ablaka 26, 29, 30%. Hosseini és a többiek (2007) [19] új modellt alkottak a következő mérési adatokkal: terelőlemezek száma 11, köpenyátmérő 120 mm, cső hossza mm, csőátmérő 14.1/15.6 mm. Thirumarimurugan és a többiek (2008) [26] esetében a víz térfogatárama = 12 70, hőmérséklete = Az elpárolgási hőátadási tényező a csőköteges hőcserélő csöveiben Az 1960-as évektől napjainkig nagyszámú kétfázisú hőátadási egyenlet született különböző hűtőközegekre, más-más feltételek és körülmények mellett. A hőátadási modellek empirikus modellek és mérési eredmények alapján jöttek létre. Az elsők között jelent meg Chen (1963) [27] elpárolgási hőátadási modellje, ami sok más hőátadási modell alapját képezi. Víz, metanol, pentán, cyclohexane közegek alapján történt a modell megalkotása. Chawla (1966) [28] modellje az R-11 jelzésű hűtőközegre érvényes. A mérési körülmények: horizontális cső, átmérője d=6,14,25 mm, p sat = bar, G= kg/m 2 s, q= kw/m 2, x= A Lazarek-Black (1982) [29] hőátadási egyenlet kísérleti mérés eredménye vertikális csőre, a következő feltételek mellett: d=3.15 mm, p sat = MPa, G= kg/m 2 s, q= kw/m 2 és R113 hűtőközegre. Shah (1982) [30] vertikális és horizontális csőre is érvényes a 19

35 hőátadási modell. Munkaközeg vízre, R-11, R-12, R-22, R-113, cyclohexanra érvényes. Gungor Winterton (1987) [31] modellje mérési eredmények alapján született meg, amelynek alapja Chen hőátadási modellje, és R-11, R-12, R-22, R-113, R-114, vízre és etilén glikolra érvényes. A modell úgy horizontális, mint vertikális csövekre is alkalmazható. Alkalmazhatóságának korlátai pedig: d= mm, p sat = bar, G= kg/m 2 s, q= W/m 2. Schrock és Grossman [32] szintén kísérleti úton alkotott hőátadási modellt, amely vízre érvényes. A modell alkalmazhatósága: d=2.95 mm, p sat =0.25-2,92 MPa, G= kg/m 2 s, q= kw/m 2. Kandlikar (1983) [33] elpárolgási hőátadási modellje folyadék fázisú hőátadási modellen alapszik, és ezt bővítette buborékos, illetve konvektív hőátadási tényezővel. A kétfázisú hőátadási modell alapját a Bergles és Rohsenow (1964) modell képezi. A modell vertikális és horizontális csőre is érvényes. A vizsgált közeg víz, R-11, R-12, R-114, nitrogén és neon. Kandlikar (1990) [34],[35] a saját hőátadási modelljét bővítette hidraulikailag sima csőre és 10 féle közegre: vízre, R-11, R-12, R13-B1, R-22, R-113, R-114, R-152a, nitrogénre, és neonra. K. Hambraeus (1991,1995) [36] modellje R-22, R-134a, R-152a hűtőközegre érvényes, csőátmérő d=12 mm, G= kg/m 2 s, T sat = C feltételek mellett történt a modellalkotás. K. Torikoshi és Ebisu (1993) [37] modellje R-12, R-22, R-134a, R-32/134a, R-407C hűtőközegekre érvényes. A modellalkotás feltételei pedig a következők voltak: csőátmérő d=8.7 mm, G= kg/m 2 s, T sat =5-15 C. J. P. Wattelet és a többiek (1994) [38] modellje R-12, R- 134a, R-22/124/152a hűtőközegre érvényes, és csőátmérő d=7.04 mm, G= kg/m 2 s, T=-15-5 C feltételek mellett született. Tran és a többiek (1996) [39] R-12 hűtőközegre érvényes, csőátmérő d=2.4 mm, G= kg/m 2 s, q= kw/m 2, x= feltételek mellett jött létre. Shin és a többiek (1997) [40] által alkotott hőátadási modell a következő mérési feltételekből indult ki: R-22, R-32, R-134a, R-290, R-600a, R-22/134a, R-290/600a, R-32/125. A mérési körülmények pedig a következők voltak: d=7.7 mm, T= C, G= kg/m 2 s q=10-30 kw/m 2, x=0-1. L. Zhang és a többiek (1997) [41] a modell az R-32, R-125, R-134a, R- 32/125/134a közegekre érvényes és a következő mérési feltételek mellett lett megalkotva: horizontális cső, átmérő d=6 mm, T sat =20 C, G= kg/m 2 s. N. Kattan, J. R. Thome, D. Favrat (1997) [42], [43] modelljének mérési feltételei a következők: horizontális cső, átmérő d=10.92 mm, p sat =3,4 bar, G= kg/m 2 s. Yan-Lin (1998) [44] az általuk alkotott új hőátadási modell a Kandlikar hőátadási modellen alapszik. A modell az R-134a közeg esetében érvényes, és a következő mérési feltételek mellett született: horizontális cső, átmérő d=2 mm, 20