Метод формирования структуры, определения основных проектных параметров и анализа эффективности парокомпрессионных холодильных систем

Глава I. Состояние вопроса и основные задачи исследования

Глава II. Структура холодильных систем. Формирование основных характеристик

2.1 Виды решаемых задач

2.2 Иерархия холодильных систем

2.3 Характерные параметры холодильных систем

Глава III. Холодильная система первого уровня

3.1 Термодинамические циклы и рабочие вещества

3.2 Компрессоры

3.3 Вспомогательные теплообменные аппараты

3.4 Синтез характеристик ХС I уровня

3.4.1 Основные допущения

3.4.2 Обобщенный алгоритм расчета характеристик

Глава IV. Холодильные системы второго и третьего уровня

4.1 Основные теплообменные аппараты

4.1.1 Интегральный метод

4.1.2 Дифференциальный метод

4.1.3 Особенность расчета температуры стенки

4.1.4 Определение допустимой величины гидросопротивления..

4.2 Синтез характеристик ХС II уровня

4.2.1 Исходные данные

4.2.2 Обобщенный алгоритм расчета характеристик

4.3 Холодильная система третьего уровня

Глава V. Экспериментальное исследование

5.1 Физический эксперимент

5.1.1 Описание экспериментального стенда

5.1.2 Программа и методика проведения испытаний. Обработка результатов

5.1.3 Расчет максимальной относительной погрешности

5.2 Численный эксперимент

5.2.1 Судовая водоохлаждающая машина МХМВ-175 с винтовым компрессором

5.2.2 Автономный кондиционер К-25СМ со спиральным компрессором

5.2.3 Транспортный кондиционер КТ-4 для монорельсового транспорта

Глава VI. Применение разработанного универсального метода

6.1 Расчет параметров термодинамических циклов холодильных машин

6.2 Расчет характеристик холодильных машин

6.3 Обеспечение максимальной термодинамической эффективности в диапазоне изменения рабочих температур

6.4 Уменьшение объемов теплотехнических испытаний

6.5 Обеспечение допустимости гидросопротивлений в теплообменных аппаратах во всем диапазоне рабочих температур холодильной машины

Основные результаты и выводы работы

Список литературы

Приложение А База данных уравнений теплоотдачи и

гидросопростивления

Приложение Б Исходный код программы расчета холодильных систем

Приложение В Рекомендации по первичному выбору определяющих параметров теплообменных аппаратов



Условные обозначения

ХС — холодильная система;

ХУ — холодильная установка;

ХМ — холодильная машина;

КС — компрессорная система;

КМ — компрессор;

КД — конденсатор;

ИП — испаритель;

ПО — переохладитель жидкости

ПВ — переохладитель жидкости сторонним источником ПС — промежуточный сосуд;

РП — разделитель потоков;

ПХ — промежуточный холодильник;

ТРВ — терморегулирующий вентиль;

I — температура, °С;

Т— температура, К;

р — давление, бар;

і — удельная энтальпия, кДж/кг;

^ ■— удельная энтропия, кДж/(кг К);

V — удельный объем, м3/кг;

ср — удельная изобарная теплоемкость, кДж/(кг К); g — ускорение свободного падения, м/с2 (?о — холодопроизводительность, кВт;

</о — удельная холодопроизводительность, кДж/кг;

ср, — удельная объемная холодопроизводительность, кДж/ м

/ — удельная работа сжатия компрессора, кДж/кг;

N— потребляемая мощность, кВт;

Са — массовый расход холодильного агента, кг/с;

С — массовый расход, кг/с; к — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К);



сти, конечное число труб в пучках и т.п.) учитываются эмпирическими коэффициентами.

Конденсация холодильного агента на пучке горизонтальных труб. Для расчета коэффициентов теплоотдачи при конденсации холодильного агента в конденсаторе холодильной машины на наружной поверхности горизонтально расположенных труб, смачивающихся стекающим конденсатом, использована модифицированная формула Нуссельта [11, 19, 87, 106, 112, 128, 129, 132]. Эта формула справедлива для ламинарного режима стекания пленки конденсата, который, как правило, реализуется в аппаратах данного типа.

Конденсация холодильного агента в круглых каналах. Теплопередача при конденсации холодильных агентов внутри горизонтальных гладких труб в настоящий момент хорошо изучена как экспериментально, так и теоретически. Для расчета коэффициента теплоотдачи в аппаратах данного типа использован подход, описанный в [40, 46, 86, 103]. Он справедлив, для труб с внутренним диаметром от 3 мм, для большинства холодильных агентов, включая азеотропные и зеотропные смеси. Данный, подход учитывает не только влияние удельного, теплового потока ц = 8...28 кВт/м2, давления р = 3...3,8 бар, паросодержания х = 0...1, но и массовой^ скорости М— 100...352 кг/(м2-с). Расчетные данные первой работы [86] и экспериментальные данные второй работы [103] хорошо согласуются между собой. Это позволяет использовать данный метод для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации холодильного агента в гладких горизонтальных трубах.

Конденсация холодильного агента в каналах пластинчатых конденсаторов. Для описания теплоотдачи в пластинчатых конденсаторах использован подход, приведенный в [102]. Он во многом аналогичен подходу, справедливому для горизонтальных труб за тем исключением, что в пластинчатых теплообменных аппаратах помимо гидравлического диаметра определяющим параметром являются углы наклона гофр. Экспериментальные данные работы [8] хорошо аппроксимируются уравнениями работы [102].