Pompy ciepła umożliwiają produkcję ciepła oraz chłodu odpowiednio dla układów grzewczych i klimatyzacyjnych. Efektywność pompy ciepła zależy od przeznaczenia i wykorzystania jej możliwości do jednoczesnej produkcji chłodu i ciepła. Nowoczesne pompy ciepła, które dostarczają jednocześnie chłód oraz ciepło do obiektów przemysłowych czy biurowców mogą charakteryzować się wysokim COP.

Takim przykładem może być pompa ciepła Mayekawa Eco Cute „unimo W/W” pracująca w warunkach nadkrytycznych (COP = 8). Efektywność pomp ciepła w zależności od ich konstrukcji i przeznaczenia może być wyższa lub niższa. Ponieważ pompy ciepła mogą być integrowane z różnymi systemami, w celu poprawy ich efektywności energetycznej, to w artykule przedstawiono przykład obliczeniowy hybrydy pompy ciepła z układem ORC (Organic Rankine Cycle).

Obieg hybrydowy – koncepcje systemów 

W roku 2005 firma Carrier zarejestrowała patent [1] związany z obiegiem umożliwiającym jednoczesną produkcję prądu elektrycznego, ciepła i chłodu, przy czym w obiegu ORC oraz w obiegu pompy ciepła zastosowano czynnik R245a. Tego typu układ opisano również w pracach [2÷4], gdzie określono jego sprawność dla stanów ustalonych. Bilans energii dla tego typu układu kombinowanego przedstawiono na rysunku 1. Zaletą tej konfi guracji jest powiększanie ciepła użytkowego pozyskiwanego z obiegu ORC o ciepło pozyskane w obiegu chłodniczym. Czynnik zastosowany przez firmę Carrier posiada charakterystykę, która pozwala pracować sprężarce oraz turbinie w taki sposób, aby na wylocie z tych urządzeń para była przegrzana w bardzo niewielkim stopniu.

Rys. 1. Bilans energii w skojarzonym układzie prawo i lewobieżnym Carnota [4]: Qe – strumień ciepła dostarczany do kotła, Qr – strumień ciepła dostarczany do parownika obiegu chłodniczego, Qu – ciepło pozyskiwane z układu skraplacza, Pt – całkowita moc produkowana w turbinie, Pe – moc elektryczna na zaciskach generatora elektrycznego, Pc – moc elektryczna pobierana przez sprężarkę pompy ciepła

Potencjalne zastosowanie takiego układu przedstawiono na rysunku 2., gdzie zastosowano skojarzenie układu kogeneracyjnego i pompy ciepła do ogrzewania pomieszczeń użytkowych, oraz chłodzenia pomieszczeń przechowalniczych. System taki może być konstrukcyjnie rozwiązany na kilka sposobów:

• sprężarka obiegu lewobieżnego jest połączona na jednym wale z turbiną parową obiegu ORC, a generator elektryczny na sprzęgle. Zakładana jest ciągła praca systemu chłodniczego, a w przypadku braku mniejszego zapotrzebowania na chłód załączany jest generator elektryczny; 
• sprężarka obiegu lewobieżnego jest połączona z turbiną parową obiegu ORC za pomocą sprzęgła – generator prądu jest na jednym wale z turbiną. Załączanie sprężarki następuje w momencie zapotrzebowania na chłód. Proponowana konfi - guracja może zmniejszyć straty związane z transformacją energii cieplnej w turbinie na prąd elektryczny w generatorze i dalej w silniku elektrycznym sprężarki. Układ taki pracuje w warunkach ciągłego zapotrzebowania na energię elektryczną; 
• sprężarka obiegu lewobieżnego połączona jest z turbiną obiegu ORC na sposób pośredni za pomocą generatora prądu i silnika elektrycznego. W tym wypadku istnieje możliwość produkcji ciągłej prądu elektrycznego. Zapotrzebowanie na chłód występuje sporadycznie np. w przypadku szczytowego zapotrzebowania na nośniki chłodu w klimatyzacji pomieszczeń użytkowych.

Rys. 2. Zastosowanie obiegu kogeneracyjnego ORC współpracującego z obiegiem chłodniczym

Na rysunku 3. przedstawiono autorską propozycję układu trójgeneracyjnego pracującego w oparciu o obieg ORC, który wykorzystywany jest dla celów produkcji chłodu użytkowego, ciepła do ogrzewania pomieszczeń oraz prądu elektrycznego. W modelu zastosowano układ turbiny gazowej jako jeden z możliwych systemów generujących ciepło odpadowe. Turbiny gazowe pozwalają osiągać wysoką temperaturę spalin wylotowych. W turbinach gazowych dużej mocy temperatura spalin wynosi ponad 500°C, co pozwala pracować z obiegiem opartym na wodzie jako czynniku roboczym. W przypadku małych turbin gazowych, temperatura spalin osiąga np. 275°C (Capstone C30) i przy zastosowaniu dodatkowego obiegu ORC istnieje możliwość zwiększenia efektywności produkcji prądu elektrycznego. Obieg chłodniczy sprężarkowy powinien pracować z grupą czynników pozwalających na uzyskiwanie wysokiej temperatury. Do takich czynników roboczych zaliczyć można czynniki suche, dla których podczas sprężania pary w układzie sprężarkowym jej temperatura jest wyższa od temperatury skraplania jak np.: propan, amoniak, R507, CO₂. W przypadku obiegu ORC dla takiej konfiguracji zalecane jest stosowanie czynników, których para jest w stanie przegrzanym na wylocie z układu turbiny. Do takich czynników można zaliczyć np. czynnik HFE7100. Zaletą tej konfiguracji jest stosowanie czynnika z przegrzaniem na wylocie z turbiny w instalacji ORC oraz sprężarki w obiegu chłodniczym, gdyż pozwala to uzyskać niezbędny podgrzew na potrzeby związane z pracą obiegu absorpcyjnego. W modelu dodatkowo uwzględniono system chłodniczy LiBr-H2O na ciepło pozyskiwane z układów grzewczych.

Rys. 3. System trójgeneracyjny pozwalający zwiększyć pozyskiwanie chłodu użytkowego

Obieg cieplny przedstawiony na rysunku 3. stanowił podstawę do opracowania koncepcji systemu grzewczego Centrum Badawczego PAN w Jabłonnie pod Warszawą. Powyższy układ z biegiem czasu ulegał takim zmianom, które pozwoliły na uelastycznienie jego możliwości badawczych przy zastosowaniu komercyjnych rozwiązań (rys. 4.). W CB PAN w Jabłonnie do tego celu zastosowano pompę ciepła Mayekawa Eco Cute „unimo W/W”, jako jeden z systemów klimatyzacji i ogrzewania oraz układ absorpcyjny Yazaki do zagospodarowania ciepła odpadowego.

Rys. 4. Jedna z ostatecznych koncepcji systemów produkcji prądu elektrycznego, klimatyzacji i ogrzewania zaproponowana w CB PAN w Jabłonnie pod Warszawą

Praca układu hybrydowego w warunkach nieustalonych

Prowadząc prace badawcze teoretyczne nad hybrydą obiegu ORC oraz pompy ciepła, sformułowano model opisujący jego dynamikę. Dynamika jednoczesnej produkcji chłodu oraz ciepła użytkowego w układzie trójgeneracyjnym do tej pory nie była badana zarówno teoretycznie jak i eksperymentalnie. Poniżej przedstawiono własny model skojarzonego układu ORC z obiegiem lewobieżnym wg konfiguracji przedstawionej na rysunku 2. [11]. Przy czym założono, że:

• sprężarkę obiegu lewobieżnego sprzęgnięto bezpośrednio z układem turbiny obiegu ORC,
• skraplacz obiegu lewobieżnego i prawobieżnego pracował w temperaturze 70°C na potrzeby ogrzewania.

W przedstawionym dalej autorskim modelu zastosowano czynniki robocze – czynnik HFE7100 w obiegu ORC, oraz R290 w obiegu pompy ciepła. Oba czynniki pozwalają na uzyskanie wysokiej temperatury przegrzania na wylotach ze sprężarki i z turbiny. Takie przegrzanie pary może być przyczyną zwiększenia objętości instalacji (co przy takiej konfiguracji może nie mieć już większego znaczenia), lecz również pozwala na osiąganie wyższej temperatury poprzez tzw. odzysk ciepła przegrzania na potrzeby systemu grzewczego. Równania matematyczne oraz szczegółowe założenia do przedstawionych wyników obliczeń umieszczono w pracach własnych [5÷10].

Przebiegi na rysunku 5. przedstawiają strumienie ciepła w skraplaczach oraz moc pozyskaną z turbiny obiegu ORC, która doprowadzona jest do układu sprężarkowego. Temperatury w punktach charakterystycznych układu chłodniczego i obiegu siłowni ORC dla rozruchu urządzenia przedstawiają rysunki 6. i 7. Czasy narastania określono przy założeniu, że sygnał wyjściowy układu osiąga od 10 do 90% wartości tego sygnału w stanie ustalonym. Założono, że stan ustalony osiągany jest gdy oscylacje nie przekraczają 2% wartości przyjętej nastawy regulatora. Dla strumienia ciepła w skraplaczu chłodniczym (rys. 5a) czas narastania wynosił 2323 s. Stan ustalony osiągnięty został po 3112 s, przy czym wartość minimalna pozyskanej mocy wynosiła 27654 W, a wartość maksymalna 29261 W. Dla strumienia ciepła w skraplaczu obiegu ORC (rys. 5b) czas narastania wynosił 1740 s. Stan ustalony osiągnięty został po 2596 s, przy czym wartość minimalna mocy wynosiła 18048 W, a wartość maksymalna 20149 W. Z kolei dla układu mikroturbiny (rys. 5c) czas narastania wynosił 2112 s. Stan ustalony osiągnięty został po 2968 s, przy czym wartość minimalna wynosiła 4593 W, a wartość maksymalna 5181 W.

Rys. 5. Wyniki obliczeń strumieni ciepła: a) strumień ciepła w skraplaczu chłodniczym; b) strumień ciepła w skraplaczu ciepłowniczym; c) moc dostarczona do sprężarki obiegu chłodniczego

Dla temperatury skraplania obiegu chłodniczego (rys. 6a) czas narastania wynosił 224 s. Stan ustalony osiągnięty został po czasie 1743 s, przy czym wartość minimalna temperatury wynosiła 64^oC i maksymalna 73^oC. Dla temperatury skraplania obiegu ORC (rys. 7b) czas narastania wynosił 648 s. Stan ustalony osiągnięty został po 7933 s, przy czym w stanie ustalonym wartość minimalna temperatury wynosiła 55^oC, a wartość maksymalna 83^oC.

Rys. 6. Przebiegi temperatury w charakterystycznych punktach pompy ciepła: a) temperatura w skraplaczu pompy ciepła; b) temperatura w parowniku pompy ciepła; c) temperatura na wylocie z króćców sprężarki

Rys. 7. Przebiegi temperatury w charakterystycznych punktach siłowni ORC. a) temperatura w parowniku obiegu ORC; b) temperatura w skraplaczu obiegu ORC; c) temperatura na wylocie z turbiny układu ORC

Skokowa zmiana parametrów w czasie 1450 s wywołana została przez zmianę strumienia mocy dostarczanej z turbiny obiegu ORC do układu sprężarki chłodniczej.

Podsumowanie

Układy pomp ciepła mogą być integrowane w instalacjach grzewczych i chłodniczych, poprawiając efektywność tych układów. Wykonując analizy dla stanów ustalonych różnych koncepcji obiegów, rozważać się powinno dostępne komercyjnie rozwiązania, dopiero po wstępnym określeniu bilansu energetycznego budowanego obiektu, wraz z proponowanymi technologiami ogrzewania i klimatyzacji. Pozwolić to może na zmniejszenie kosztów inwestycyjnych jak i eksploatacyjnych w odniesieniu do proponowanych na rynku standardowych rozwiązań technicznych. Koncepcje układów energetycznych oraz ich bilanse dla stanów ustalonych powinny być zweryfikowane poprzez wykonanie obliczeń w stanach nieustalonych, gdyż pozwolić to może na określenie bezwładności systemów grzewczych i klimatyzacyjnych oraz obiektu budowanego.

Wykonane obliczenia dynamiki umożliwiają zidentyfikowanie potencjalnych trudności, które mogą wystąpić podczas eksploatacji skojarzonego systemu kogeneracyjnego ORC z systemem chłodniczym. Skokowa zmiana obciążenia cieplnego skraplacza w obiegu chłodniczym powoduje zmiany temperatury w procesie skraplania w obiegu ORC. Zjawisko wzajemnej zależności parametrów temperatury i strumieni ciepła w skraplaczach może być związane z brakiem stabilności systemu sterowania w czasie eksploatacji układu skojarzonego ORC z obiegiem lewobieżnym.

dr inż. Robert MATYSKO
Instytut Maszyn Przepływowych
Polska Akademia Nauk

LITERATURA:

[1] BRASZ J. J., BIEDERMANN B. P.: Combined rankine and vapor compression cycles. Carrier Corporation US6. 892. 522 B2. 2005.

[2] WANG H., PETERSON R., HARADA K., MILLER E., INGRAM-GOBLE R.: Performance of a Combined Organic Rankine Cycle and Vapor. School of Mechanical, Industrial & Manufacturing Engineering (http://ir.library.oregonstate.edu/xmlui/handle/1957/21693).

[3] JEONGA J., KANGB Y. T.: Analysis of a refrigeration cycle driven by refrigerant steam turbine. International Journal of Refrigeration. 27 (2004). 33–41.

[4] HORLOCK J. H.: Cogeneration: Combined Heat and Power. Thermodynamics and Economics. Pergamon Press. Oxford. 1987.

[5] MATYSKO R.: The transient model of ideal refrigeration cycle with control system for heat receiving and intermediary cycle in cooling chamber. Konferencja HEAT. Ryn. 2011.

[6] MATYSKO R.: Model dynamiczny odzysku ciepła z obiegu chłodniczego. Technika Chłodnicza i Klimatyzacyjna. 5/2011.

[7] MATYSKO R.: Model dynamiczny procesu odzysku ciepła z obiegu chłodniczego. Chłodnictwo i Klimatyzacja. 3/2011.

[8] MATYSKO R.: Dynamika odzysku ciepła w obiegu chłodniczym. Chłodnictwo. Sigma- Not. 3/2013.

[9] MATYSKO R.: Sterowanie parametrami odzysku ciepła z instalacji chłodniczej. Oprac. wewn. IMP PAN. Nr arch.: 356/2010. Gdańsk. 2010.

[10] MATYSKO R.: Model dynamiczny 1D ochładzania pary przegrzanej i procesu skraplania. Oprac. wewn. IMP PAN. Nr arch.: 813/2010. Gdańsk. 2010.

[11] MATYSKO R., MIKIELEWICZ, J.: Transient model of the combined micro-cogeneration and heat pump cycle. Procedings of the 1-st International Congress on hermodynamics. Poznań. Poland. 4-7 September 2011.