Некоммерческое
партнерство
инженеров
Инженеры по отоплению, вентиляции, кондиционированию воздуха, теплоснабжению и строительной теплофизике
(495) 984-99-72 НП "АВОК"

(495) 621-80-48 Секретарь (тел./факс) ООО ИИП "АВОК-ПРЕСС"
(495) 107-91-50

АВОК ассоциированный
член

Холодильные системы для супермаркетов

Сравненение системы с непосредственным испарением и системы со вторичным контуром охлаждения

Системы со вторичным контуром охлаждения имеют много преимуществ при использовании их для супермаркетов.

Целью настоящего исследования было проведение сравнения применяемых в супермаркетах холодильных систем с непосредственным испарением и систем со вторичным контуром охлаждения при их равной холодильной производительности.

Сравнение двух систем основывалось на значениях эксплуатационных расходов, включающих холодильный коэффициент COP, и затратах на техническое обслуживание, а также начальных затрат на приобретение и установку систем.

В качестве основного инструмента оценки производительности холодильной системы использовалась разработанная и проверенная авторами численная модель. Было выявлено, что холодильная система со вторичным контуром, в которой используются аммиак и гидрофторэфир, может обеспечить такую же холодильную производительность, что и холодильная система с непосредственным испарением и хладагентом HCFC-22, потребляя при этом на 15 % меньше энергии.

Введение

В современных холодильных системах, применяемых в супермаркетах для охлаждения и замораживания продуктов, в основном используется цикл сжатия пара с непосредственным испарением. Наряду с озабоченностью глобальным потеплением климата и разрушением слоя озона, связанного с утечками хладагентов CFC и HCFC, используемых в настоящее время в этих системах, существуют опасения роста стоимости подходящих альтернативных хладагентов по мере того, как использование современных хладагентов будет постепенно прекращаться.

Многие задачи охлаждения в супермаркетах могут быть решены при использовании холодильной системы с непосредственным испарением. Для проведения корректного сравнения холодильных систем с непосредственным испарением и со вторичным контуром охлаждения, имеющих одинаковую холодильную производительность, важно рассматривать не только эксплуатационные затраты, но и стоимость установки и ежегодные затраты на техническое обслуживание.

Для получения основных параметров систем, необходимых для проведения сравнения затрат, привлекались литературные источники, а также использовались данные измерений и информация о компоновке оборудования в реальных супермаркетах.

Для определения производительности холодильной системы в данном исследовании применялся подход, при котором моделировался расход хладагента и перенос тепла в линиях распределения и воздушных теплообменниках витрин. Данные по интенсивности переноса тепла и расходу хладагента использовались для выбора стандартных групп компрессоров (система DX, Direct Expansion – непосредственного испарения холодильного агента) или аммиачных чиллеров (система со вторичным контуром), предлагаемых производителями холодильного оборудования.

Необходимая мощность компрессоров и чиллеров определялась на основании данных, предоставляемых производителями оборудования.

Описание и анализ оборудования супермаркета

На рис. 1 показана типичная схема оборудования супермаркета, включая витрины со средней и низкой температурой охлаждения. Рассматриваемый супермаркет, параметры которого основаны на обследовании и измерении нескольких магазинов, имеет общую торговую площадь около 3 200 м2.

Рисунок 1. (подробнее)

Схема оборудования супермаркета

Для упрощения анализа холодильная система супермаркета разделена на пять основных зон. Эти зоны обозначаются следующим образом: 1) молочные продукты; 2) мясные продукты; 3) гастрономический отдел (содержащий, в том числе, холодильные шкафы для пива и шипучих напитков); 4) производственный отдел; 5) замороженные продукты.

Для анализа предполагается, что каждая из пяти основных зон с витринами соединена с холодильным оборудованием, установленным в машинном зале, при помощи единого комплекта трубопроводов. Предполагается, что в каждой зоне поток хладагента подается в одно место, из которого он затем распределяется по отдельным витринам.

Расчеты интенсивности переноса тепла и падения давления в комплекте труб с хладагентом проводились только для основных линий, соединяющих витрины с холодильным оборудованием в машинном зале, а линии распределения хладагента между самими витринами не рассматривались.

Интенсивность переноса тепла в линиях распределения рассчитывалась в предположении, что эти линии установлены наверху, где температура равна 32 °С. При анализе группы витрин реально моделировался только один воздушный теплообменник в группе. Предполагается, что все другие воздушные теплообменники витрин рассматриваемой группы имеют такую же производительность, что и анализируемый. Определение массового расхода и производительности для группы проводилось при помощи пересчета результатов для одной витрины с учетом количества витрин в группе.

В табл. 1 содержится подробная информация, касающаяся холодильной системы и ее компоновки в супермаркете, представленном на рис. 1.

Таблица 1
Данные о холодильной системе супермаркета
Наименование
зоны
Количество
витрин
Температура
испарения,°С
Длина трубы
до машинного
зала, м
Температура на
входе на стороне
воздуха в воздушном
теплообменнике, °С
Молочные
продукты
14 –6,1 75 1,1
Мясной
отдел
11 -9,4 30 –2,2
Гастрономический
отдел, пиво,
шипучие напитки
19 –6,1 40 1,1
Производствен-
ный отдел
14 –6,7 65 1,7
Замороженные
продукты/мороженое
21/7 –26,7/–30,5 50 –20/–24,4

Холодильная система с непосредственным испарением

В настоящем анализе предполагается, что каждый установленный в витрине воздушный теплообменник непосредственного испарения имеет длину 3,66 м и один контур хладагента с 32 проходами, подключенными по поперечно-противоточной схеме. В холодильной системе непосредственного испарения средней температуры в качестве хладагента применяется HCFC-22. В ней имеется единая группа компрессоров, работающих параллельно таким образом, что все компрессоры имеют одинаковые значения давления всасывания и нагнетания. Предполагается, что давление нагнетания равно 16 бар.

В холодильной системе непосредственного испарения для низкой температуры в качестве хладагента применяется HFC-404А. В ней имеется единая группа работающих параллельно компрессоров. Предполагается, что давление нагнетания компрессоров в системе с низкой температурой равно 19 бар.

При моделировании холодильных систем с непосредственным испарением как средней, так и низкой температуры предполагается, что жидкостная магистраль не имеет теплоизоляции, в то время как линия всасывания имеет стандартную теплоизоляцию из пенопласта с закрытыми порами, с толщиной стенок 19 мм.

Предполагается, что воздух на входе воздушных змеевиков витрин имеет относительную влажность 75 % и скорость в поперечном сечении 0,57 м/с, что соответствует требованиям руководств по установке и проведению сервиса для серийно выпускаемых витрин.

На рис. 2 схематично показана группа компрессоров и конденсатор с воздушным охлаждением, используемые в исследовании на примере применяемой в супермаркете холодильной системы непосредственного испарения.

Рисунок 2. (подробнее)

Схема холодильной системы с непосредственным испарением

Для нахождения производительности системы с непосредственным испарением для каждой группы теплообменников в ходе итеративной процедуры определялись холодильная производительность и массовый расход. Кроме того, одновременно производилось вычисление падения давления и перенос тепла в наборах линий.

Таблица 2
Результаты моделирования применяемой в супермаркете холодильной системы с непосредственным испарением
Наименование зоны Массовый
расход,
кг/с
Холодильная
производитель-
ность, кВт
Диаметр линии, см
жидкостная
линия
линия
всасывания
Средняя температура, хладагент HCFC-22
Молочные продукты 0,3080 50,14 2,00 6,35
Мясные продукты 0,2508 40,22 1,41 5,08
Гастрономический отдел 0,4199 68,16 2,00 6,35
Производствен-
ный отдел
0,3976 63,87 2,00 6,35
Общие данные для
системы сред-
ней температуры
1,376 222,4    
Низкая температура, хладагент HFC-404А
Замороженные продукты 0,2600 26,85 2,00 6,35
Мороженое 0,0810 8,15 1,10 3,81
Общие данные
для системы низ-
кой температуры
0,3410 35,00    

В табл. 2 приведены результаты измерений для применяемой в супермаркете холодильной системы с непосредственным испарением. Было найдено, что для системы с непосредственным испарением средней температуры, использующей хладагент HCFC-22, давление всасывания в компрессорах равно 274 кПа при температуре хладагента на входе –15,4 °С. Для холодильной системы с непосредственным испарением низкой температуры было найдено, что давление всасывания в компрессорах равно 160 кПа при температуре во всасывающем коллекторе –15,4 °С.

Так как холодильные системы непосредственного испарения как средней, так и низкой температуры работают при одинаковом давлении всасывания во всех компрессорах, различные значения температуры испарения в этих двух системах обеспечиваются при помощи использования клапанов регулирования давления испарителя.

Холодильные системы для средней температуры, использующие хладагент HCFC-22, обслуживаются тремя полугерметичными винтовыми компрессорами, в то время как витрины низкой температуры с хладагентом HFC-404A работают с четырьмя полугерметичными поршневыми компрессорами.

Для определения холодильного коэффициента в установившемся состоянии применяемой в супермаркете холодильной системы с непосредственным испарением необходимо вначале вычислить входную мощность группы компрессоров.

Значения давления и температуры вводились в программный пакет, поставляемый производителем компрессоров, и рассчитывались требуемые значения потребляемой энергии.

В результате было найдено, что холодильная система с непосредственным испарением для средней температуры имеет холодильный коэффициент (COP), равный 2,01, в то время как значение COP системы для низкой температуры равно 1,19.

Холодильная система со вторичным контуром

Для данного исследования в холодильных системах и для средней, и для низкой температуры в качестве хладагента вторичного контура был выбран гидрофторэфир, а первичного контура – аммиак.

На рис. 3 представлена схема холодильной системы со вторичным контуром.

Рисунок 3. (подробнее)

Схема холодильной системы со вторичным контуром

Холодоноситель вторичного контура, охлаждаемый аммиачным чиллером, доставляется отдельными циркуляционными насосами в каждую основную зону витрин во всем магазине. Каждая из систем со вторичным контуром для средней и низкой температуры обслуживается отдельным аммиачным чиллером.

Предполагается, что витрины, охлаждаемые применяемой в супермаркете системой со вторичным контуром, имеют воздушный змеевик длиной 3,66 м с пятью параллельными контурами хладагента, подключенными по поперечно-противоточной схеме.

Для анализа холодильной системы со вторичным контуром необходимо определить массовый расход, падение давления, диаметр линий подачи и возврата. Кроме того, должна быть задана температура холодоносителя в некоторой точке вторичного контура.

После нескольких модельных просчетов методом проб и ошибок для системы средней температуры была выбрана температура холодоносителя на выходе промежуточного теплообменника, равная –15 °С, а для системы низкой температуры –30 °С.

Необходимый массовый расход холодоносителя вторичного контура для витрин определялся при помощи нескольких итераций, проводившихся до тех пор, пока холодильная производительность вторичного контура для группы теплообменников не становилась равной холодильной производительности, определенной для такой же группы воздушных теплообменников системы с непосредственным испарением.

Перенос тепла в линии распределения определялся в предположении, что линии подачи и возврата имеют теплоизоляцию из пенопласта с закрытыми порами с толщиной стенок 7,62 см и расположены в среде, имеющей температуру 32 °С.

Для оценки мощности каждого из насосов подачи жидкого холодоносителя вторичного контура вычислялось падение давления на каждой из основных групп линий подачи и рассчитывались параметры теплообменников витрин. Мощность насосов определялась на основании первого закона термодинамики, в предположении адиабатического процесса перекачивания и несжимаемости холодоносителя. Полученный результат делился на предоставляемое пользователем значение КПД электродвигателя насоса. Полученное значение представляет собой оценку общей мощности насоса.

Таблица 3
Результаты моделирования применяемой в супермаркетах холодильной системы со вторичным контуром, в которой в качестве холодоносителя вторичного контура используется гидрофторэфир
Наименование зоны Массовый рас-ход гидрофтор-эфира,кг/с Холодильная производитель-ность, кВт Напор насоса, кПа Диаметр линии, см
Система средней температуры с аммиаком/гидрофторэфиром
Молочные продукты 3,873 50,14 153,2 6,35
Мясные продукты 5,386 40,22 181,8 6,35
Гастрономический отдел 5,214 68,16 150,0 6,35
Производственный отдел 5,727 63,87 198,0 6,35
Общие показатели для системы средней температуры 20,20 222,4    
Система низкой температуры с аммиаком/гидрофторэфиром
Замороженные продукты 2,896 26,85 144,5 5,08
Мороженое 2,095 8,15 148,0 5,08
Общие показатели для системы низкой температуры 4,992 35,0    

Результаты для применяемой в супермаркете холодильной системы со вторичным контуром сведены в табл. 3. Эти результаты получены в предположении, что электродвигатели всех насосов циркулирующих холодоносителей во вторичном контуре имеют КПД, равный 70 %. Общая мощность, необходимая для распределения по всему магазину холодоносителя вторичного контура, равна 1,54 кВт.

Перенос тепла в группе линий распределения оказывает небольшое влияние на общую производительность системы со вторичным контуром. В системе средней температуры перенос тепла в линиях подачи и возврата составляет только 1,5 % общей холодильной производительности витрины средней температуры, в то время как в системе низкой температуры перенос тепла в линиях распределения вносит добавку к холодильной производительности, равную 6,1 %.

Информация, полученная при анализе холодильной системы со вторичным контуром, использовалась для определения требований по размерам и мощности двух аммиачных чиллерных агрегатов, предназначенных для удовлетворения потребности в охлаждении до средней и низкой температуры в супермаркете. Как только устанавливается входная мощность чиллерного агрегата, рассчитывается холодильный коэффициент в установившихся условиях холодильных систем со вторичным контуром для средней и низкой температуры. Входная мощность чиллера была найдена при помощи программных средств, предоставляемых производителем оборудования.

В табл. 4 приведены рабочие условия и расчетные значения производительности холодильных систем со вторичным контуром средней и низкой температуры.

Таблица 4
Рабочие условия и результаты расчетов производительности холодильных систем со вторичным контуром
  Система средней
температуры со
вторичным контуром
Система низкой
температуры со
вторичным контуром
Первичный контур
(аммиачного чиллера с непосредственным испарением)
Температура испарения, °С –16,98 –31,15
Температура конденсации, °С 41,7 41,7
Перегрев всасываемого газа, °С 10,0 10,0
КПД промежуточного
теплообменника, %
82,8 80,0
Входная мощность
компрессора, кВт
94,9 22,3
Вторичный контур
(контур циркуляции, холодоносителем в котором является гидрофторэфир)
Температура на входе промежу-
точного теплообменника, °С
–4,96 –23,13
Температура на выходе проме-
жуточного теплообменника, °С
–15,0 –30,0
Общая холодильная производи-
тельность воздушного тепло-
обменника, кВт
222,4 35,0
Общий холодильный коэффи-
циент системы COP
2,31 1,56

Сравнение систем с непосредственным испарением и систем со вторичным контуром

Для проведения корректного сравнения холодильных систем с непосредственным испарением и систем со вторичным контуром, моделирование которых проводилось в ходе исследований на примере супермаркета, необходимо не только знание рабочих характеристик систем, но и представление о затратах на их установку.

Результаты исследования показали, что в холодильной системе со вторичным контуром, использующей в качестве хладагентов аммиак и гидрофторэфир, холодильная производительность которой соответствует производительности витрин холодильной системы с непосредственным испарением и хладагентом HCFC-22, потребляется на 15 % меньше энергии. Этот результат в основном может быть приписан применению в системе со вторичным контуром аммиака в качестве хладагента первичного контура.

Сравнение капитальных затрат

Для точной оценки первоначальных затрат на закупку и установку холодильной системы с непосредственным испарением или со вторичным контуром необходимо обстоятельное знание деталей всей системы и каждого ее компонента. Так как такая оценка выходит за рамки этой работы, был реализован более общий подход, основанный на данных литературных источников, в которых уже собрана информация об установках таких систем в супермаркетах.

Так, был проведен анализ капитальных затрат для недавно построенного супермаркета, имеющего холодильную систему с общей холодильной производительностью 82,2 кВт. Фактические затраты на установку в этом супермаркете холодильной системы с непосредственным испарением были равны 404 426 долларов. Эти затраты, взятые непосредственно из плана установки холодильной системы, пошли на закупку всех материалов и оплату работ, необходимых для установки системы с непосредственным испарением. В эти же затраты включена и стоимость хладагента.

Стоимость закупки и установки холодильной системы со вторичным контуром удалось оценить на основании нескольких интервью со специалистами в области холодильной техники, применяемой в супермаркетах.

В результате для холодильной системы со вторичным контуром и с холодильной производительностью, равной холодильной производительности системы с непосредственным испарением, стоимость равна 403 356 долларов. В эту сумму входят также затраты на приобретение HFE-7100 в качестве холодоносителя вторичного контура.

Таким образом, начальные затраты на приобретение и установку холодильных систем с непосредственным испарением и со вторичным контуром приблизительно равны.

В настоящем исследовании предполагается, что начальные затраты на закупку и установку холодильной системы с непосредственным испарением равны аналогичным затратам для системы со вторичным контуром. Кроме того, предполагается, что разница затрат на владение этими двумя системами основана только на затратах для выполнения технического обслуживания.

В табл. 5 приведены годовые затраты на техническое обслуживание и эксплуатационные расходы, полученные с учетом этих предположений, для двух указанных систем. При этом предполагается, что тарифы на электроэнергию оставались постоянными и равными 0,08 долларов за кВт • ч, и мощность всех вентиляторов (для воздушных змеевиков, конденсаторов и т. д.) одинакова для обеих систем.

Таблица 5
Производимые за год затраты на техническое обслуживание и эксплуатационные расходы для холодильных систем с непосредственным испарением и со вторичным контуром
  Система с
непосредственным
испарением и
хладагентом HCFC-22
Система со
вторичным контуром
и хладагентами
NH3/HFE
Необходимая холодильная
производительность, кВт
257,4 262,9
Мощность вентиляторов, кВт 1,54
Норма электроэнергии, кВт 139,9 118,7
Годовые затраты на электро-
энергию, долл. США
73 531 62 388
Техническое обслуживание, ч/год 100 70
Ставка заработной платы,
долл. США в час
60 60
Заливка хладагента в системе с
непосредствен-ным испарением, кг
900 90
Интенсивность утечки хладагента (% от общей заливки в систему за год) 15 5
Стоимость хладагента (долл. США за кг) 19,8 19,8
Заливка холодоносителя
вторичного контура, кг
1300
Интенсивность утечки холодоно-
сителя вторичного контура
(% от общей заливки в систему за год)
5
Стоимость холодоносителя
вторичного контура (долл. США за кг)
33
Годовые затраты на техническое
обслуживание, долл. США
8 673 6 434
Годовые затраты на потребле-
ние энергии и техническое
обслуживание, долл. США
82 204 68 822

Сравнение по показателям TEWI

При проектировании и реализации холодильных систем для супермаркетов важно рассматривать их влияние на окружающую среду. В определении экономической эффективности работы холодильных систем важную роль играет КПД таких систем.

При попытках снизить воздействие различных хладагентов и холодильных систем на глобальное потепление необходимо учитывать, по крайней мере, два различных аспекта: прямое влияние, являющееся результатом того, что хладагент выводится непосредственно в атмосферу, и косвенное влияние, выражающееся в выделении углекислого газа при сжигании ископаемого топлива в электростанциях, вырабатывающих энергию, в том числе и для холодильных систем.

Эти два фактора были объединены одним уравнением, используемым для оценки комбинированного влияния на глобальное потепление. Такая система оценки известна под названием TEWI (Total Equivalent Warming Impact – общее эквивалентное влияние на глобальное потепление) и выражается как эквивалентная масса СО2, выделенного в атмосферу (Cohen, 1999).

Холодильные системы в супермаркетах постепенно переходят на хладагенты HFC, по своей природе менее эффективные, чем хладагенты CFC/HCFC, но снижающие эффект разрушения озонового слоя в стратосфере Земли. При этом они одновременно увеличивают концентрацию парниковых газов в атмосфере Земли.

Кроме того, т. к. при использовании хладагентов HFC холодильная система становится менее эффективной, для увеличения возрастающих потребностей необходимо большее количество энергии. Увеличение выработки энергии ведет к еще большему увеличению количества углекислого газа, выбрасываемого в атмосферу в результате сжигания ископаемого топлива в электростанциях.

Таблица 6
Анализ показателей TEWI применяемых в супермаркетах холодильных систем с непосредственным испарением и систем со вторичным контуром
  Система с
непосредственным
испарением и хладагентом
HCFC-22
Система со
вторичным контуром и
хладагентами NH3/HFE
Заливка хладагента, кг 900 90
Интенсивность утечки хладагента
(% от общей заливки в систему за год)
15 5
Срок службы, лет 7 7
GWP 1 500 <1
Эквивалентное количество непосредственных выделений (кг СО2) 1 518 750 <33,75
Потребляемая мощность, кВт 139,9 118,7
Количество рабочих часов в году 6 570 6 570
Коэффициент интенсивности выделений 0,65 0,65
Эквивалентное количество
косвенных выделений (кг СО2)
4 480 822 3 801 812
Показатель TEWI (количество
эквивалентных выделений, кг СО2)
5 999 572 3 801 846

Представленные в табл. 6 результаты анализа показателей TEWI указывают на значительную величину косвенного влияния холодильных систем как с непосредственным испарением, так и со вторичным контуром, выражающегося в эквивалентном количестве выделенного углекислого газа.

Этого следовало ожидать, т. к. супермаркеты потребляют большое количество электроэнергии, необходимой для обеспечения нужного охлаждения.

Данный анализ предполагает, что при увеличении эффективности применяемых в супермаркетах холодильных систем с непосредственным испарением их влияние на окружающую среду уменьшается в большей степени, чем систем, применяющих хладагент с более низким потенциалом воздействия на глобальное потепление.

Холодильные системы со вторичным контуром, использующие аммиак и гидрофторэфир, не только потребляют меньшее количество энергии, необходимой для обеспечения такой же холодильной производительности, но и характеризуются эквивалентным показателем влияния на глобальное потепление, на 37 % меньшим, чем у подобных холодильных систем с непосредственным испарением, использующих хладагент HCFC-22.

Заключение

В результате анализа исследований на конкретных примерах для супермаркетов с использованием чис-ленной модели, разработанной и проверенной авторами и на основании предписаний, определяемых специалистами в области промыш-ленного проектирования, показано, что холодильная система со вторичным контуром, использующая аммиак и гидрофторэфир, обладает такой же холодильной производительностью, что и система с непосредственным испарением и хладагентом HCFC-22, но при этом потребляет на 15 % меньшее количество энергии.

В супермаркете, подобном анализируемому в исследовании, в котором применяется не традиционная система с непосредственным испарением, а система со вторичным холодильным контуром, может быть достигнута годовая экономия порядка 14 000 долларов.

Оценка стоимости закупки и установки систем обоих типов, основанная на литературных данных, показывает, что система со вторичным контуром и эквивалентная ей система с непосредственным испарением характеризуются сходными величинами затрат.

Наконец, для более полного сравнения систем были рассчитаны эквивалентные показатели воздействия холодильных систем обоих типов на глобальное потепление. Сравнение этих показателей демонстрирует, что холодильная система со вторичным контуром характеризуется показателем, на 37 % меньшим, чем у системы с непосредственным испарением.

На основании имеющихся на настоящий момент литературных данных в сочетании с результатами настоящей работы, можно сделать следующий общий вывод: применение холодильной системы со вторичным контуром в супермаркетах более выгодно и представляет собой безопасную альтернативу холодильным системам с непосредственным испарением.

 

E-mail: Horton@tpresearch.com,

groll@ecn.purdue.edu

Перевод с английского Л. И. Баранова.

Поделиться статьей в социальных сетях:

Статья опубликована в журнале “АВОК” за №6'2005

распечатать статью распечатать статью


Статьи по теме

Реклама
Реклама на нашем сайте
Яндекс цитирования

Подписка на журналы

АВОК
АВОК
Энергосбережение
Энергосбережение
Сантехника
Сантехника
Онлайн-словарь АВОК!


Реклама на нашем сайте