Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины: Теоретический цикл паровой холодильной машины

Содержание

Принципиальная схема и цикл одноступенчатой аммиачной холодильной машины | Фенкойлы, фанкойлы

Принципиальная схема односту­пенчатой аммиачной холодильной машины показана на рис. 2, а, ее теоретический цикл (обратный кру­говой процесс) в і, lg р-диаграм­ме — на рис. 2, б и в s, Г-диаграм­ме — на рис. 2, е.

Принципиальная схема включает лишь основные элементы машины, необходимые для осуществления ее цикла. Вспомогательные элементы (аппараты, арматуру и др.), кото­рые могут играть существенную роль в обеспечении надежного и безопасного функционирования машины, на принципиальных схе­мах обычно не показывают.

Цифрами I, 2, 3 и т. д. на принципиальной схеме и диаграм­мах обозначают так называемые характерные точки, соответствую­щие состоянию хладагента в начале или конце процесса, происходящего в холодильной машине или каком — либо ее элементе.

На рис. 2 точка / соответствует состоянию перегретого пара, всасы­ваемого компрессором. В целях предотвращения «влажного хода» (попадания в цилиндр компрессора частиц жидкости) пар в этой точке должен быть перегрет, т.

е. иметь
температуру на 5…10 °С выше тем­пературы насыщенного пара в точ­ке /».

Которую можно определить как разность энтальпий в конце и нача­ле процесса:

Так как рост энтальпии пара про­порционален затраченной механи­ческой работе.

Процесс перегрева пара 1″— 1 может происходить внутри испа­рителя, частично во всасывающем трубопроводе и во всасывающей полости самого компрессора. Обыч-

Рассмотрении принципиальных схем и циклов не учитывают. На рис. 2 показано, что точка /» находится «внутри» испарителя.

Процесс сжатия пара 1—2 осу­ществляется в компрессоре — Пар сжимается от давления кипения р0 до давления конденсации рк. Этот процесс считают изоэнтропным (s — const), протекающим без тре­ния между молекулами и без тепло­обмена с окружающей средой,— особый случай адиабатного процес­са.

РИС. 2. Принципиальная схема (а) и цикл на І, fgp-диатрамме (б) и s, Г-дмаграмме (*) одноступенчатой аммиачной холодильной машины:

КМ — компрессор; КД — конденсатор; И — испаритель; РВ — регулирующий вентиль

В точке 2 хладагент находится в состоянии сильно перегретого пара при давлении рк. Для Соверше­

Для того — чтобы осуществить процесс конденсации, необходимо сначала понизить температуру пе­регретого тіара до температуры насыщенного пара при данном давлении рк. Процесс охлаждения пара (сбив перегрева) 2—2″ может происходить в конденсаторе и ча­стично в нагнетательном трубопро­воде. Точка 2″ показана на рис. 2, а «внутри» конденсатора.

Но перегрев в трубопроводе при Ра в насыщенную жидкость, про­исходит при постоянных давлении рк и температуре ґк и сопровожда­ется отдачей теплоты среде, охлаж­дающей конденсатор. Это скрытая или удельная теплота конденсации

Ния процесса сжатия /—2 необхо — „, „ димо затратить работу I в кДж/кг. и/ протекают в конденсаторе

Общаи удельная теплота qKJl ь кДж/кг, отводимая в конденсаторе:

Переохлажденный жидкий хлад­агент поступает в регулирующий вентиль, где осуществляется про­цесс дросселирования 3—4 (см. те-

Процесс конденсации 2″—3′, т. е. превращения насыщенного па-

Ния ‘2″ ‘з’*

После завершения процесса кон­денсации при наличии соответству­ющих условий (необходимой тепло — обменной поверхности) жидкий хладагент может быть здесь же, в конденсаторе, переохлажден (процесс 3’—3) от температуры насыщенной жидкости до более низкой температуры при том же давлении рк.

Так как процессы 2—2″, 2″—3

Муі). При этом давление падает от рк до рп, а температура пони­жается от h до t0.

В процессе дросселирования по­лезная работа не совершается, а энергия в виде теплоту переда­ется хладагенту и расходуется на частичное испарение жидкости. По­этому при неизменной энтальпии возрастает его энтропия.

Процесс кипения 4—/» хлад­агента происходит в испарителе при постоянных давлении р0 и темпера­туре и, так же как и процесс конденсации, является одновремен­но изобарическим и изотермиче­ским. О-К Последнее уравнение отражает тепловой баланс холодильной ма­шины,- соответствующий первому закону термодинамики.

Posted in К холодильной технике

5.1.2. Принципиальная схема паровой холодильной машины и ее изображение в диаграмме

При описании принципа действия паровой холодильной машины различают теоретический и действительный циклы.
    Теоретическим считается цикл, при котором пар хладагента из испарителя засасывается в компрессор в состоянии насыщения при температуре и давлении кипения, а жидкость из конденсатора поступает в регулирующий вентиль в состоянии насыщения при температуре и давлении конденсации. Кроме того, считается, что в системе нет потерь давления из-за сопротивления трубопроводов и аппаратов, а процесс сжатия в компрессоре — адиабатический (без теплообмена с окружающей средой).

    Для эксплуатации холодильных установок интерес представляет действительный цикл холодильной машины, который и будет рассмотрен ниже.

    На рис. 57 показаны принципиальная схема и цикл паровой холодильной машины, состоящей из четырех основных элементов, которые соединены трубопроводами в замкнутую герметичную систему. В основе искусственного охлаждения лежит процесс кипения хладагента в испарителе И, в результате чего он превращается из жидкости в пар и поглощает определенное количество теплоты от объекта охлаждения. По техническим требованиям необходимо, чтобы хладагент имел постоянную и строго определенную температуру кипения t

0, что достигается поддержанием в испарителе определенного и постоянного давления кипения P0. Кроме того, t0 хладагента должна быть ниже конечной температуры охлаждаемого объекта.

    Пар, образующийся в результате кипения, отсасывается из испарителя компрессором КМ. В теоретическом цикле считается, что из испарителя в компрессор поступает насыщенный пар, в действительности из испарителя может поступать влажный, насыщенный или перегретый пар, в зависимости от интенсивности теплопритока к испарителю и количества находящегося в нем жидкого хладагента.

Во всасывающем трубопроводе перед компрессором пар дополнительно перегревается за счет теплопритока от окружающего воздуха и поступает в компрессор в перегретом состоянии. Перегрев пара перед компрессором несколько снижает эффективность работы установки, но является необходимой мерой для защиты компрессора от работы в режиме «влажного хода» и связанного с этим явлением гидравлического удара. В компрессоре пар сжимается, t и Р его повышаются, и горячий пар высокого давления нагнетается через нагнетательный трубопровод в конденсатор КД.
    В конденсаторе пар хладагента в результате конденсации снова превращается в жидкость, и цикл становится замкнутым. При этом теплота от хладагента отводится в конденсаторе водой или воздухом. Хладагент охлаждается до температуры насыщения и конденсируется при постоянных температуре tк и давлении конденсации Рк.
    В теоретическом цикле из конденсатора в регулирующий вентиль РВ поступает
насыщенная жидкость
. В действительном цикле в РВ может поступать как насыщенная, так и переохлажденная жидкость, которая дополнительно переохлаждается в самом конденсаторе либо в специальных аппаратах. В любом случае переохлаждение является положительным процессом, так как при этом увеличивается холодопроизводительность установки. Жидкость с высоким давлением в насыщенном или переохлажденном состоянии поступает к РВ, где дросселируется в проходном сечении соответствующего размера от Рк до Р0.
   При дросселировании температура хладагента снижается до t0 за счет мгновенного испарения части жидкости. Теплота испарения отводится от остальной массы хладагента, температура которого снижается. Так как теплота отводится и передается внутри системы, без теплообмена с окружающей средой, то теплосодержание (энтальпия) вещества в процессе дросселирования остается постоянным. Поскольку часть жидкости испаряется, то после РВ хладагент представляет собой парожидкостную смесь (влажный пар). Парообразование при дросселировании называют дроссельными потерями, поскольку, попадая затем вместе с жидкостью в испаритель, пар не производит в нем эффекта охлаждения. Регулирующий вентиль предназначен не только для дросселирования хладагента, но и для регулирования его подачи в испаритель.

   Холодильную систему можно условно разделить на два участка, давления хладагента в которых разные. Сторона высокого давления начинается от нагнетательной полости компрессора, проходит через конденсатор и заканчивается в регулирующем вентиле. Все трубопроводы и сосуды, находящиеся на этом участке установки, относятся к стороне высокого давления. Манометры, установленные на аппаратах и трубопроводах высокого давления, показывают Р
к
(или Р нагнетания). Сторона низкого давления начинается от РВ, проходит через испаритель и заканчивается во всасывающей полости компрессора. Все трубопроводы и сосуды, находящиеся в этой части системы, относятся к стороне низкого давления. Мановакуумметры, установленные на них, показывают Р0 или РBC.
   Для построения рабочего цикла в диаграмме обычно задаются конкретными параметрами, а именно:
   t0 — температурой кипения;
   tк — температурой конденсации;
   t — температурой всасывания;
   tП — температурой переохлаждения.

   Этих параметров достаточно для построения на диаграмме полного цикла холодильной машины. Прежде всего следует определить по диаграмме (см. рис. 53) Р0 и Рк по соответствующим температурам и провести на диаграмме две горизонтальные прямые — изобары Рк

и Р0 (рис. 57).
   Пересечение изобары давления кипения Р0 с кривой насыщенного пара показывает состояние хладагента на выходе из испарителя (точка 1” на диаграмме). Перегрев пара во всасывающем трубопроводе перед компрессором происходит при Р0 до tВС. Поэтому точка всасывания 1 лежит на пересечении изобары Р0 и изотермы tВС в области перегретого пара. При сжатии в компрессоре давление пара повышается до Рк, а сам процесс сжатия считается адиабатическим, поэтому точка конца сжатия 2 лежит на пересечении адиабаты, проведенной из точки 1, и изобары Рк. Температуру этой точки называют температурой нагнетания компрессора. Из компрессора перегретый пар поступает в конденсатор, где сначала охлаждается до состояния насыщения (точка 2”), а затем конденсируется при постоянной температуре до состояния насыщенной жидкости (точка 3′). Если в цикле имеет место переохлаждение жидкости, то состояние хладагента определяется в точке пересечения изобары Рк и изотермы tП в области переохлажденной жидкости (точка 3). Переохлажденная или насыщенная жидкость поступает в РВ и дросселируется до давления кипения Р0 при i = const. Линии изоэнтальпий проходят вертикально, поэтому точку 4 (5) — состояние перед испарителем — находят как пересечение вертикали, опущенной из точки 3 (3′) и изобары Р0. В состоянии влажного пара 4 (5) хладагент поступает в испаритель, где кипит при постоянных температуре и давлении кипения до состояния насыщенного пара (точка 1”). На этом цикл замыкается и повторяется. Таким образом, действительный цикл холодильной машины состоит из отдельных, следующих друг за другом процессов:

   1” — 1 — перегрев пара на всасывании в компрессор при Р0 = const;

   1 — 2 — адиабатическое сжатие в компрессоре от Р0 до Рк при S = const;

   2 — 2” — сбив перегрева в конденсаторе при Рк = const;

   2” — 3′ — конденсация пара в конденсаторе при Рк = const, tк = const;

   3′ — 3 — переохлаждение жидкости в конденсаторе или ином аппарате при Рк = const;

   3 — 4 — дросселирование в регулирующем вентиле от Рк до Р0 при t = const;

   4 —1” — кипение жидкости в испарителе при Р0 = const и t0 = const.

Соответствующие точки цикла расставлены на схеме. После построения цикла холодильной машины в диаграмме можно определить все термодинамические параметры каждой точки цикла. На практике интерес представляют узловые точки, проставленные на диаграмме и схеме.

    Зная параметры узловых точек цикла, можно определить следующие показатели:

   удельную холодопроизводительность хладагента, кДж/кг, q0 = i1” — i4;

   удельную работу сжатия в компрессоре, кДж/кг, l = i2 – i1 ;

   удельную тепловую нагрузку на конденсатор, кДж/кг, qк = i2 – i3(3′) ; в зависимости от того, где происходит переохлаждение;

   холодильный коэффициент цикла ε = q0/l = (i1” — i4) / (i2 — i1).

   Холодильный коэффициент цикла — это КПД цикла, который выражается в виде отношения поглощенной от охлаждаемого объекта теплоты к энергии, израсходованной при этом компрессором. Чем больше е, тем выше эффективность цикла.

Пример. Определить параметры узловых точек цикла для аммиака при t0 = — 10 °С, tк = +30°С, tВС = 0°С, tП0 = +25°С и основные показатели цикла.

    Определяем параметры узловых точек по диаграмме:

    q0 = i1” — i4 = 1670 — 530 = 1140 кДж/кг;

    l = i2 — i1 = 1900 — 1693 = 207 кДж/кг;

    qк = i2 — i3 = 1900 — 530 = 1370 кДж/кг;

    ε = q0/l = 1370/207 = 6,61.

Параметры узловых точек после построения цикла в диаграмме сведены в табл. 48.

Тепловой расчет одноступенчатой парокомпрессионной холодильной машины с регенеративным теплообменником

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

СУМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ТЕХНИЧЕСКОЙ ТЕПЛОФИЗИКИ

Индивидуальное задание №1

по дисциплине

 Теплофизические основы низкотемпературной техники

на тему:

Тепловой расчет одноступенчатой парокомпрессионной холодильной машины с регенеративным теплообменником

Выполнил                                                                   студент 4 курса

                                                                              группы Х-41

                                                                                Редько П. Ю.

                                                                        шифр 34

 Проверил                                                                              Олада Е. Н.

Сумы 2007

Содержание

1.Задание

2.Исходные данные…………………………………………………………………3

3.Расчет параметров среднетемпературного стандартного режима……………4

4. Расчет параметров цикла холодильной машины на рабочих режимах………7

5. Построение рабочих характеристик холодильной машины…………………12

6. Список использованной литературы

1.Задание

        Расчитать параметры парокомпрессионной одноступенчатой холодильной машины с регенеративным теплообменником и построить характеристики  и .

2. Исходные данные

Холодопроизводительность при стандартном режиме              


холодильный агент                                                                                     R22

температуры стандартного режима:

                                                                                                             

 расчетные температуры:


                                                                                                             

  Рис. 1. Схема одноступенчатой ПКХМ с регенеративным теплообменником.

 

Рис. 2. Теоретический цикл ПКХМ.

3.Расчет параметров среднетемпературного стандартного режима

     Из p-і диаграммы для хладагента R22 находим параметры узловых точек, сводим их в таблицу.

Параметры

Точки

1

2

3

4

5

6

20

87

30

25

-15

12

0,3

1,2

1,2

1,2

0,3

0,3

623

662

438

432

432

617

0,09

       Используя уравнение баланса тепловых потоков для регенеративного теплообменника, находим параметры в точке 6:

        Считаем холодильный цикл идеальным, тогда точка 2 совпадает с точкой 2s.

Удельная массовая холодопроизводительность равна:

удельная тепловая нагрузка на конденсатор находится по формуле:

Поскольку в холодильной машине отсутствует детандер, то удельная работа цикла равна работе компрессора:

удельная тепловая нагрузка на регенеративный теплообменник равна:

теоретический холодильный коэффициент находится по формуле:

удельная объемная холодопроизводительность при стандартном режиме равна:

коэффициент подачи компрессора при стандартном режиме равен:

где  — объемный коэффициент подачи;

      — коэффициент дросселирования;

      — температурный коэффициент;

      — коэффициент плотности;

где  — величина относительного объема мертвого пространства, принимаем ;

         — показатель политропы расширения хладагента из мертвого пространства, принимаем ;

        — отношение давлений в цилиндре компрессора

 

        где  принимаем

.

        Коэффициент плотности определяем из таблицы:

П

2

3

4

5

6

7

8

9

10

0,992

0,985

0,978

0,972

0,968

0,96

0,955

0,952

0,95

         .

    Интегральные параметры стандартного цикла расчитываются по следующим уравнениям:

     массовый расход хладагента в цикле:

     объемная производительность компрессора по условиям всасывания:

      теоретическая мощность компрессора:

      полная тепловая нагрузка на конденсатор:

 

    полная тепловая нагрузка на регенеративный теплообменник:

     эффективная мощность компрессора:                                                                               

     где                                    — индикаторный КПД компрессора, b=0,0025;

      — механический КПД компрессора, принимаем ;

     действительный холодильный коэффициент:

4. Расчет параметров цикла холодильной машины на рабочих режимах

       Аналогично стандартному циклу рассчитываются параметры узловых точек, удельные и интегральные величины для шести рабочих режимов работы холодильной машины. Температура t1 принимается одинаковой для всех режимов.

       Для расчета холодопроизводительности используется уравнение подобия режимов работы:

отсюда:

Режим 1

     

Параметры

Точки

1

2

3

4

5

6

20

79

30

25

-10

12

0,36

1,2

1,2

1,2

0,36

0,36

622

655

438

432

432

616

0,075

Циклы паровых компрессионных холодильных машин

Рис. 20.12. Теоретический цикл паровой компрессионной холодильной машины (с насыщенным паром)

ЦИКЛЫ ПАРОВЫХ КОМПРЕССИОННЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН  [c.177]
Рис. 12.2. Цикл паровой компрессионной холодильной машины в Т—8 координатах
На рис. 8.45 представлен теоретический цикл паровой компрессионной холодильной машины. Процесс 4—/ представляет собой испарение жидкого холодильного агента при температуре и давлении за счет теплоты охлаждаемого тела. Состояние влажного пара, засасываемого компрессором, характеризуется точкой 1. Компрессор сжимает пар адиабатически по линии 1—2. Состояние в точке 2 соответствует сухому насыщенному пару, а в некоторых циклах — влажному или перегретому пару. Сжатый холодильный агент поступает затем в конденсатор, где осуществляется процесс отдачи теплоты (линия 2—3) при постоянном давлении и соответствующей ему температуре Тд. Адиабатическое расширение жидкости по линии 3—4 обусловливает необходимость использования расширительного цилиндра.[c.559]

Цикл паровой компрессионной машины. Преимуществом цикла паровой компрессионной холодильной машины перед циклом воздушной машины является принципиальная возможность осуществления в области насыщенного пара обратного цикла Карно (фиг. 76), где 4—1 —  [c.164]

ЦИКЛ ПАРОВОЙ КОМПРЕССИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ МАШИНЫ  [c.182]

На фиг. 94, а и б изображен в диаграммах ру и Ts идеальный цикл паровой компрессионной холодильной машины.  [c.182]

Циклы паровых компрессионных холодильных машин  [c.319]


Для получения холода на различных температурных уровнях в нефтеперерабатывающей промышленности используются каскадные циклы на базе паровых компрессионных холодильных машин.  [c.184]

Холодильный коэффициент паровой компрессионной холодильной машины близок к значению этого коэффициента для обратного цикла Карно. Например, при = 30° С и = для  [c. 81]

Цикл действительной паровой компрессионной холодильной машины отличается от изображенного обратного цикла Карно тем, что в первом вместо расширительного цилиндра имеется регулирующий (дроссельный) вентиль, что значительно упрощает конструкцию машины и не вызывает существенных дополнительных потерь. Кроме того, в действительной машине перед поступлением в компрессор влажный пар сепарируется до состояния, близкого сухому насыщенному пару, поэтому точка 1 лежит на линии насыщения или близко к ней, и процесс сжатия 1—2 происходит в области перегретого пара.  [c.182]

Теоретический цикл пароэжекторной холодильной машины изображен на рис. 15-20. Собственно холодильная часть цикла 4 4564 ничем не отличается от цикла паровой компрессионной машины. Кроме нее имеется дополнительная часть цикла, относящаяся к процессу изменения состояния рабочего пара.  [c.484]

В настоящее время обратный паровой цикл с редуцированием является единственным круговым процессом, практически применимым в компрессионных холодильных машинах и тепловых насосах. Лишь значительное улучшение гидродинамических процессов в турбомашинах позволило бы с успехом использовать газообразные рабочие тела и в этих областях техники.  [c.11]

Особенностью цикла компрессионной паровой холодильной машины по сравнению с циклом воздушной холодильной машины является использование рабочего вещества в обеих фазах — жидкой и газообразной, что делает принципиально возможным осуществление обратного цикла.  [c.622]

Теоретический цикл реальной холодильной паровой компрессионной машины несколько отличается от обратного цикла Карно, что объясняется сложностью конструктивного выполнения и эксплуатации отдельных элементов машины, работающей по циклу Карно. Эти отличия заключаются в следующем.  [c.622]

Рассмотрены тепловые, конструктивные и прочностные расчеты холодильных машин различных типов и их элементов. Даны примеры расчета циклов холодильных машин компрессионных паровых и газовых, абсорбционных и пароэжекторных, термоэлектрических. Приведены методика и примеры расчета компрессоров и аппаратов холодильных машин, а также метод приближенного технико-экономического сравнения машин разных ТИПОВ.  [c.430]

В циклах паровых компрессионных холодильных машин основным рабочим процессом является сжатие холодильного агента—от давления в иопарителе ри до давления в конденсаторе рк, требующее затраты работы.  [c.483]
Фиг. 26. (р—Я)-диаграмма Молье, иллюстрирующая термодинамический цикл работы идеализировапной двухступенчатой паровой компрессионной холодильной машины по фиг. 25. Цифры в скобках указывают давление в атм.  [c.36]

Паровые компрессионные холодильные машины. В качестве рабочих веществ (холодильных агентов) в паровых холодильных машинах могут быть использованы вещества с технически допустимым давлением на-сьшщнных паров во всем диапазоне температур цикла. Хороший холодильный агент должен иметь большую величину теплоты парообразования и достаточно высокую критическую температуру. Наиболее часто используются в качестве холодильных агентов хлористый метил Hg l, углекислый газ СОз и особенно аммиак NHg, который применяется главным образом в холодильных машинах с поршневыми компрессорами для получения температур не ниже —65 С.  [c.621]

В паровой компрессионной холодильной машине в качестве холодильного агента используется влажный пар какой-либо низко-кипящей жидкости, у которой температура кипения при атмосферном давлении сернистый ангидрид SO2, фреоны различных типов. Холодильный цикл этой машины располагается в области влажного пара низкокипящей жидкости и по своим свойствам близок к обратному циклу Карно.  [c.81]

По числу ступеней сжатия различают одноступенчатые и многоступенчатые паровые компрессионные холодильные машины. Теоретические циклы этих машин рассчитывают, исходя из следующих предположений процессы кипения и конденсации протекают при не зменных давлениях и температурах ком-пргссор — идеальный без теплообмена, трения, дроссельных потерь, без мёртвого пространства и утечек сжатие адиабатическое понижение давления хладагента, поступающего из конденсатора в испаритель, происходит в дроссельном регулирующем вентиле в трубопроводах состояние хладагента не изменяется.[c.504]

Для адиабатического сжатия формула (3.3.) дает величину вихр. =0,07. Это значение следует сравнить со значениями коэффициентов и k газовой холодильной машины с адиабатическим расширением, работающей при тех же температурах Т и Т . Величина представляет собой значение холодильного коэффициента машины, не использующей работу расширения. Вычисление дает = 0,45 и S = 0,97. Отсюда видно, что цикл с вихревой трубой обладает значительно меньшим холодильным коэффициентом, чем обычный цикл газовой холодильной машины. Относительный к. п. д. цикла с вихревой трубой ио сравнению с газовой холодильной машиной Т отн. = вихр./ составляет, следовательно, 7,3%. Поскольку онисанпые выше газовые холодильные машины обладают небольшими к. п. д. по сравнению, например, с паровыми компрессионными машинами, представляется маловероятным, чтобы вихревые трубы приобрели большое практическое значение, за исключением тех случаев, когда необходимым требованием является предельная простота конструкции.[c.15]

В зависимости от способа осуществления замкнутого цикла холодильные машины подразделяются на паровые компрессионные, абсорбционные и адсорбционные, воздушные 1 омпрессионные и пароводяные вакуум-маши-1[Ы. Паровые компрессионные машины осно- аны на предварительном сжатии паров ра- очих тел, называемых хладагентами, обращении их в Жидкость и последующем испарении.  [c.504]


2.4 Высокоэффективные абсорбционные водоаммиачные холодильные машины. Создание лабораторно-опытного образца установки с использованием теплового насоса

Похожие главы из других работ:

Абсорбционные методы очистки отходящих газов

3 Абсорбционные методы очистки отходящих газов от примесей кислого характера

Абсорбционные холодильные машины

1.2.1 Одноступенчатые абсорбционные холодильные машины

В одноступенчатых АБХМ («single effect», в литературе иногда используется термин «одноконтурные») хладагент последовательно перемещается через четыре основных компонента машины — испаритель, абсорбер, десорбер и конденсатор. ..

Абсорбционные холодильные машины

1.2.2 Двухступенчатые абсорбционные холодильные машины

Рисунок 3 — Схема и холодильный цикл двухступенчатой абсорбционной холодильной машины с двойным конденсатором Более высокой эффективностью по сравнению с одноступенчатыми отличаются двухступенчатые АБХМ. В этих установках…

Абсорбционные холодильные машины

1.2.3 Трехступенчатые абсорбционные холодильные машины

Трехступенчатые АБХМ являются дальнейшим логическим развитием двухступенчатых АБХМ. В настоящее время эта технология находится на начальном этапе своего развития…

Кондиционирование продовольственного магазина в г. Саратове

4.4. Холодильные установки.

В центральных и местных системах кондиционирования воздуха для получения холода широко применяются агрегатированные фреоновые холодильные машины, объединяющие компрессор, испаритель, конденсатор, внутренние коммуникации, арматуру…

Механизированное хранение продуктов на предприятиях мясной и молочной промышленности

2.1 Холодильные шкафы

Холодильные шкафы на малых перерабатывающих предприятиях служат для кратковременного хранения сырья и готовой продукции. Промышленность выпускает среднетемпературные (ШХ) и низкотемпературные (ШН) холодильные шкафы…

Механизированное хранение продуктов на предприятиях мясной и молочной промышленности

2.2 Сборные холодильные камеры

Сборные холодильные камеры служат для кратковременного хранения охлажденных (КХС) или длительного хранения замороженных (КХН) продуктов. Конструктивно оно бывают трех типов: щитовые, панельные и блочные…

Очистка отходящих газов от паров органических растворителей

1.1 Абсорбционные методы

Абсорбционные методы основаны на избирательной растворимости газо- и парообразных примесей в жидкости (физическая абсорбция) или на избирательном извлечении примесей химическими реакциями с активным компонентом поглотителя (хемосорбция). ..

Применение холодильного оборудования в торговле

2.2 Холодильные машины и агрегаты применяемые в торговле

Холодильная машина представляет собой совокупность механизмов, аппаратов и приборов, последовательно соединенных в систему производства искусственного холода. Компактные…

Проектирование камеры хранения пищевых продуктов

1.1 Сборные холодильные камеры

Процесс обеспечения холодом достаточно сложный и энергоемкий, поэтому потери холода очень дорогостоящи. Сохранить низкую температуру в объеме — вот назначение Холодильной камеры. Затраты…

Создание лабораторно-опытного образца установки с использованием теплового насоса

Глава 2. Теоретические основы холодильные машины, их экологическая и экономическая перспективность

Анализ работы компрессионной и абсорбционной холодильных машин показал, что в данных условиях абсорбционная холодильная машина работает более эффективно…

Технические средства сокращения потерь нефтепродуктов от испарения из резервуаров

2.
1 Адсорбционные и абсорбционные системы УЛФ

С 20-х годов известен углеадсорбционный метод улавливания углеводородов, нашедший применение для получения газового бензина из нефтяного газа…

Холодильные агрегаты в торговом оборудовании

1.3 Холодильные шкафы

Холодильные шкафы можно отнести к группе наиболее универсального и широко используемого торгового оборудования. Они предназначены для кратковременного хранения…

Холодильные агрегаты в торговом оборудовании

2. ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ

Отдельные элементы холодильной установки (компрессоры, теплообменные аппараты, приборы управления и т.д.) часто целесообразно объединить в одно устройство…

Холодильные агрегаты в торговом оборудовании

2.3 Блочные холодильные машины

Одной из основных тенденций в современном холодильном машиностроении являются разработка и внедрение агрегатированных машин в виде одного или нескольких (чаще двух) блоков: моноблоков, библочных агрегатов и сплит-систем. ..

Судовые холодильные машины и установки Добровольский А.П.

Артикул: 00803131

в желания В наличии

Автор: Добровольский А.П.

Место издания: Ленинград

Год: 1969

Формат: 60×90/16 (~145х215 мм)

Переплет: Твердый переплет

Страниц: 255

Вес: 453 г

С этим товаром покупают

В книге, являющейся учебником для вузов, излагаются основы современной теории судовых холодильных машин и установок, приводятся расчеты, рассматриваются новые принципы охлаждения с помощью полупроводников, сложные схемы и циклы, вопросы использования новых рабочих тел и принципы автоматизации.
Насколько позволяет ограниченный объем учебника, говорится о применении холодильных машин в качестве тепловых насосов, использовании тепла низкого температурного потенциала для получения холода; разбираются и другие вопросы, связанные с достижениями новой техники.
Содержание книги соответствует программе курса «Судовые холодильные машины и установки», читаемого в Ленинградском кораблестроительном институте.
Книга предназначена для студентов машиностроительных и кораблестроительных факультетов высших учебных заведений. Она может быть полезна для специалистов, занимающихся вопросами проектирования, эксплуатации и испытаний судовых холодильных машин и установок.
В книге 112 иллюстраций, 13 таблиц, приложение и библиография (35 наименований).

Содержание
От автора
Глава I. Назначение холодильных установок на судах. Принципы искусственного охлаждения
§ 1. Краткие сведения из истории развития судовой холодильной техники
§ 2. Роль и назначение холодильных установок на судах
§ 3. Некоторые особенности судовой холодильной установки
§ 4. Физические принципы искусственного охлаждения
§ 5. Обратные циклы и их оценка
Глава II. Схемы и циклы одноступенчатых холодильных машин
§ 6. Принцип действия и теоретический цикл воздушной холодильной машины
§ 7. Принцип действия и теоретический цикл одноступенчатой паровой компрессорной холодильной машины
§ 8. Роль компрессора в цикле холодильной машины
§ 9. Основные сведения о свойствах холодильных агентов
Г лава III. Компрессоры холодильных машин
§ 10. Принцип работы и теоретическая индикаторная диаграмма поршневого компрессора
§ 11. Классификация и конструкции холодильных компрессоров
§ 12. Коэффициенты, характеризующие работу поршневого компрессора
§ 13. Тепловой расчет компрессора и определение его основных размеров
§ 14. Анализ работы поршневого компрессора в зависимости от температурного режима. Сравнительные условия
Глава IV. Теплообменные аппараты
§ 15. Основные, типы конденсаторов
§ 16. Расчет конденсаторов
§ 17. Основные типы испарителей
§ 18. Расчет испарителей
§ 19. Основные типы воздухоохладителей
§ 20. Расчет воздухоохладителей
Глава V. Сложные схемы и циклы холодильных машин
§ 21. Схемы и циклы двухступенчатых холодильных машин
§ 22. Схемы турбокомпрессорных холодильных машин
§ 23. Каскадные схемы
§ 24. Циклы холодильных машин, связанные с работой судовых энергетических установок
§ 25. Использование холодильных машин в качестве теплового насоса
Глава VI. Эжекторные холодильные машины
§ 26. Принцип действия и теоретический цикл пароэжекторной холодильной машины
§ 27. Схема работы пароводяных эжекторных холодильных машин и основы их теплового расчета
Глава VII. Абсорбционные холодильные машины
§ 28. Принцип действия и тепловой баланс абсорбционной холодильной машины
§ 29. Схема работы водоаммиачной холодильной машины и основы ее теплового расчета
§ 30. Принцип работы и схема бромистолитиевой холодильной машины
Глава VIII. Изоляция судовых охлаждаемых помещений
§ 31. Требования, предъявляемые к изоляционным материалам
§ 32. Изоляционные конструкции
§ 33. Методы определения коэффициентов теплопередачи судовой изоляции
§ 34. Определение теплопритоков через промежуточные палубы, переборки и пиллерсы
§ 35. Некоторые соображения по определению оптимальной толщины изоляции
Глава IX. Определение холодопроизводительности установки. Расчет и подбор оборудования
§ 36. Определение холодопроизводительности установки
§ 37. Системы охлаждения
§ 38. Расчет и подбор оборудования. Расчет охлаждающих батарей
§ 39. Охлаждающие и замораживающие устройства. Льдогенераторы
Глава X. Общее расположение холодильных установок на судах и схемы трубопроводов
§ 40. Основные требования, предъявляемые к расположению судовых холодильных установок
§ 41. Расположение отдельных элементов холодильной установки и их взаимная компоновка
§ 42. Общие сведения о трубопроводах судовых холодильных установок
Глава XI. Регулирование и автоматизация судовых холодильных установок
§ 43. Регулирование основных параметров работы установки
§ 44. Автоматическая защита и сигнализация
Глава XII. Основные сведения по эксплуатации и испытанию судовых холодильных установок
§ 45. Подготовка холодильной установки к эксплуатации после монтажа
§ 46. Подготовка холодильной установки к работе, ее пуск и остановка
§ 47. Обслуживание холодильной установки. Профилактические осмотры и ремонт
§ 48. Испытания судовых холодильных машин и установок
§ 49. Определение основных технико-экономических показателей холодильной установки
Приложение
Литература

Обзор маломощных одноступенчатых абсорбционных систем непрерывного действия, работающих на бинарных рабочих жидкостях для охлаждения: теоретический, экспериментальный и коммерческий циклы

https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2019.06.033Получить права и контент

Основные моменты

Объясняются основы одноступенчатых абсорбционных систем непрерывного действия.

В литературе представлены различные изученные рабочие пары.

Выполняется сравнение производительности для различных систем.

Обсуждаются преимущества и недостатки каждой рабочей пары.

Abstract

Глобальный спрос на энергию растет угрожающими темпами. До 2040 года большая часть этой энергии будет по-прежнему поступать из ископаемых видов топлива, которые вызывают загрязнение и глобальное потепление, тем самым увеличивая потребность в охлаждении (более высокий спрос на энергию) и создавая порочный круг. Абсорбционные системы позволяют сократить потребление ископаемого топлива и выбросы CO 2 .Эти системы могут работать на возобновляемых источниках энергии и тепловых отходах; однако на сегодняшний день они сопряжены с высокими первоначальными инвестиционными затратами. В настоящем обзоре представлен современный глобальный обзор маломощных (≤ 50 кВт) одноступенчатых абсорбционных систем непрерывного действия, работающих на бинарных рабочих жидкостях для охлаждения, с теоретической, экспериментальной и коммерческой точек зрения, с особым акцентом на сосредоточиться на сравнении производительности цикла между различными семействами хладагентов и рабочих пар. Основная цель состоит в том, чтобы предоставить информацию для хорошего понимания эволюции этих систем за последние 40 лет, а также основные преимущества и недостатки использования различных рабочих пар.

Ключевые слова

Киллер поглощения

Ключ

Двоичная рабочая жидкость

одноступенчатые

Новые хладагенты

COP

MOTS-CLÉS

Refolrodrodrodissseur à поглощение

ACTIDID BINAIRE

MONO-ÉTAGÉ

Nouveaux frigorigènes

Comparaison thermodynamique

COP

Рекомендуемые статьиСсылка на статьи (0)

Просмотр полного текста

© 2019 Elsevier Ltd и IIR.Все права защищены.

Рекомендуемые статьи

Цитирующие статьи

Теоретическое исследование модифицированного одноступенчатого автокаскадного холодильного цикла с вспомогательным фазовращателем

https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2020.11.009Получить права и контент

Основные моменты

3

43

4

Предлагается модифицированный автокаскадный холодильный цикл со вспомогательным сепаратором.

Вспомогательный сепаратор может дополнительно собирать пары, обогащенные R170.

Характеристики модифицированного цикла анализируются термодинамическими методами.

Низкая промежуточная температура положительно влияет на рабочие характеристики цикла.

Реферат

Для улучшения цикловой производительности традиционного одноступенчатого автокаскадного холодильного цикла (АКХ) предполагается введение вспомогательного сепаратора. В модифицированном автокаскадном холодильном цикле (МАРК) вспомогательный сепаратор, расположенный после расширительного устройства, используется для дальнейшего сбора пара, обогащенного низкокипящими компонентами.В этом случае МАРК позволяет улучшить характеристики цикла за счет использования более зеотропной смеси, обогащенной низкокипящими компонентами, для реализации более высокого давления испарения при заданной температуре испарения в испарителе цикла. Характеристики MARC и ARC сравниваются с использованием методов энергетического, эксергетического и эксергоэкономического анализа, а также подробно обсуждаются некоторые важные параметры. Результаты показывают, что MARC с использованием зеотропной смеси R290/R170 осуществим и есть очевидные улучшения с точки зрения КПД, объемной холодопроизводительности и эксергетической эффективности.Установлено, что по сравнению с ARC улучшение КПД MARC может достигать 16,1%. Эксергетическая эффективность MARC увеличивается на 10,23%, а общая норма затрат на MARC снижается на 2,51% при типичных условиях эксплуатации. Кроме того, КПД MARC имеет максимальное значение при заданных условиях, когда массовая доля R290 на входе в компрессор составляет около 0,3. В целом эксплуатационные характеристики предлагаемого цикла демонстрируют его потенциальное применение в низкотемпературных морозильных камерах.

Ключевые слова

Зеотропная смесь

AutoCascade Colregeration

производительность

Низкотемпературная морозильная камера

MOSS-CLÉS

Mélange Zéotrope

FOROD EN AUTO-CASCADE

производительность

Basgélateur Basse Température

Рекомендуемая статьи (0 )

Посмотреть полный текст

© 2020 Elsevier Ltd и IIR. Все права защищены.

Рекомендуемые статьи

Ссылки на статьи

(PDF) Оценка и оптимизация одноступенчатого абсорбционного чиллера с использованием (LiCl + h3O) в качестве рабочей пары

Достижения в области машиностроения 

разница в

критерии производительности.

5. Заключение

Основные выводы, сделанные в результате моделирования,

следующие.

() При одинаковых температурах конденсации и абсорбции температура генерации цикла охлаждения

для h3O + LiCl была несколько ниже, чем

для h3O + LiBr, поэтому возможно, что абсорбция

Чиллер приводился в действие отработанным теплом более низкого уровня температуры

посредством использования жидкости H3O+LiClasaworking

.

() При одинаковой температуре конденсации и абсорбции

результаты моделирования показали, что коэффициент полезного действия

для (h3O+LiCl) примерно

равен (h3O + LiBr), а температура генерации

была ниже, чем для h3O+LiBr.

() – эксергетическая эффективность ECOP для h3O+LiCl была

несколько выше, чем для h3O+LiBr, и все они

будут уменьшаться с температурой испарения

eva.

() e концентрация крепкого раствора и отношение расхода

, , для (H

2O+LiBr), оба выше, чем

для (h3O + LiCl), и оба они уменьшались с увеличением

температуры испарения.

() Результаты показывают, что коэффициент производительности

абсорбционного охладителя, использующего (h3O+LiBr) при оптимальных условиях

, примерно на ,–% выше, чем у

( h3O+LiCl).

() При повышении температуры абсорбера КПД

обеих пар уменьшаются, а коэффициент расхода

быстро возрастает.Аналогичное поведение наблюдается при снижении температуры конденсатора

.

() При одинаковых условиях работы КПД системы

с использованием h3O + LiBr на (,–,%) больше, чем

с использованием h3O + LiCl. Но, с другой стороны, желаемая температура генератора

для h3O + LiCl на (–. )∘C

меньше, чем для h3O+LiBr.

Благодарность

Авторы благодарят г-на Мехрдада Кхаму-

ши, аспиранта факультета машиностроения

Университета Восточного Средиземноморья, за его неоценимую

помощь в поиске литературы.

Ссылки

[] М. Харсех, Л. Альторкмани и Б. Норделл, «Влияние глобального потепления на производительность GSHP», Renewable Energy, vol.

, № , стр. –, .

[] С. Ву и И. В. Имс, «Инновации в абсорбции паров

циклов», Applied Energy, том  , № , стр.    –  ,    

[] З. Ф. Ли и К. Сумати, «Моделирование системы кондиционирования воздуха с поглощением солнечной энергии

», Energy Conversion and Management, vol.

,№,стр.–,.

[] Л. Хуэй, Н. К. Эдем, Л. П. Нолвенн и Л. Лингай, «Оценка

сезонной системы накопления солнечной энергии для отопления дома

с использованием различных пар поглощения», Energy Conversion and

Менеджмент, том , №, стр. –,.

[] Зине М., Руллиер Р. и Хабершилл П. Численная модель

для динамического моделирования рециркуляционного одноконтурного абсорбционного чиллера

, Energy Conversion and Management, vol.,

с.–,.

[] S.Jeong, BHKang и S.W.Karng, «Динамическое моделирование

абсорбционного теплового насоса для рекуперации низкопотенциального отработанного тепла»,

Applied thermal Engineering, vol., no.- , стр. –, .

[] DGFu, G.Poncia и Z.Lu, «Реализация библиотеки динамического моделирования, ориентированной на объект

, для систем абсорбционного охлаждения

», Appliedtermal Engineering, vol., no.-, pp. –

, .

[] П. Коленбах и Ф.Циглер, «Модель динамического моделирования производительности абсорбционного чиллера

в переходном режиме. Часть I: модель»,

International Journal of Refrigeration, vol.  , no.

[] П. Коленбах и Ф. Циглер, «Динамическая имитационная модель

для работы абсорбционного охладителя в переходном режиме. Часть II: числовые результаты

и экспериментальная проверка», Международный журнал

Refrigeration, том  , № , стр. –,.

[] Г.Matsushima, T. Fujii, T. Komatsu и A. Nishiguchi,

«Программа динамического моделирования с объектно-ориентированной формулировкой для абсорбционных чиллеров (моделирование, проверка и применение

для тройного эффекта). абсорбционный охладитель)», International

Journal of Refrigeration, vol., no., pp.–,.

[] Ю. Ву, Ю. Чен и Т. Ву, «Экспериментальные исследования

характеристик парожидкостного равновесия системы NH-HO-LiBr

», International Journal of Refrigeration, об., № , с.

–, .

[] G. Xie, G. Sheng, PK Bansal и G. Li, «Характеристики абсорбера

абсорбционного охладителя на основе воды/бромида лития», Applied thermal

Engineering, vol., № , стр. –,.

[] Папаехимиу В. Д., Карампинос Д. С., Рогдакис Э. Д., «

, подробный анализ абсорбции водяного пара в растворе LiBr-H-O

на охлаждаемой горизонтальной трубе», Applied thermal Машиностроение,

том., нет. -, стр. –, .

[] A. de Lucas, M. Donate и JF Rodr´

ıguez, «Абсорбция водяного пара

новыми рабочими жидкостями для абсорбционных холодильных систем», Industrial and Engineering Chemistry Research ,

т.,№,стр.–,.

[] К. Пархам, М. Яри и У. Атикол, «Альтернативные конфигурации трансформатора с абсорбцией тепла

, интегрированные с системой опреснения воды

», Опреснение, том.,стр.–,.

[] М. Хамуши, К. Пархэм и У. Атикол, «Обзор ионных жидкостей

, используемых в качестве рабочих жидкостей в циклах абсорбции», Advances

in Machine Engineering, vol. , идентификатор статьи ,  страниц,

.

[] X. Zhang и D. Hu, «Моделирование производительности абсорбционного охладителя

с использованием воды и ионной жидкости -этил--

метилимидазолия диметилфосфата в качестве рабочей пары»,

Applied thermal Engineering , том. , № , стр. –,.

[] RM Barrag´

an Reyes, VMA G´

omez и A. Garc´

ıa-

Guti´

errez, “Моделирование производительности одиночных и абсорбционных трансформаторов 908 , Current Applied Physics, vol.,

no. , стр. S–S, .

Произошла ошибка при настройке пользовательского файла cookie

Этот сайт использует файлы cookie для повышения производительности. Если ваш браузер не принимает файлы cookie, вы не можете просматривать этот сайт.


Настройка браузера для приема файлов cookie

Существует множество причин, по которым файл cookie не может быть установлен правильно. Ниже приведены наиболее распространенные причины:

  • В вашем браузере отключены файлы cookie. Вам необходимо сбросить настройки браузера, чтобы принять файлы cookie, или спросить вас, хотите ли вы принимать файлы cookie.
  • Ваш браузер спрашивает, хотите ли вы принимать файлы cookie, и вы отказались. Чтобы принять файлы cookie с этого сайта, нажмите кнопку «Назад» и примите файл cookie.
  • Ваш браузер не поддерживает файлы cookie. Попробуйте другой браузер, если вы подозреваете это.
  • Дата на вашем компьютере в прошлом. Если часы вашего компьютера показывают дату до 1 января 1970 г., браузер автоматически забудет файл cookie. Чтобы это исправить, установите правильное время и дату на своем компьютере.
  • Вы установили приложение, которое отслеживает или блокирует установку файлов cookie. Вы должны отключить приложение при входе в систему или проконсультироваться с системным администратором.

Почему этому сайту требуются файлы cookie?

Этот сайт использует файлы cookie для повышения производительности, запоминая, что вы вошли в систему, когда переходите со страницы на страницу. Предоставить доступ без файлов cookie потребует от сайта создания нового сеанса для каждой посещаемой вами страницы, что замедляет работу системы до неприемлемого уровня.


Что сохраняется в файле cookie?

Этот сайт не хранит ничего, кроме автоматически сгенерированного идентификатора сеанса в файле cookie; никакая другая информация не фиксируется.

Как правило, в файле cookie может храниться только та информация, которую вы предоставляете, или выбор, который вы делаете при посещении веб-сайта. Например, сайт не может определить ваше имя электронной почты, если вы не решите ввести его. Разрешение веб-сайту создавать файлы cookie не дает этому или любому другому сайту доступ к остальной части вашего компьютера, и только сайт, создавший файл cookie, может его прочитать.

Аспекты усовершенствования одноступенчатого цикла абсорбционного охлаждения: подробный обзор

Автор

Перечислено:
  • Абед, Ажер М.
  • Алгул, Массачусетс,
  • Сопян, К.
  • Майди, Хасан Ш.
  • Аль-Шамани, Али Наджа
  • Муфтах, AF

Abstract

За последние несколько десятилетий было проведено множество моделей, экспериментов и обзорных исследований технологии и циклов абсорбционного охлаждения. Однако системы абсорбционного охлаждения не считаются конкурентоспособными по сравнению с более известными системами сжатия пара. Поэтому необходимы дальнейшие исследования и разработки (НИОКР), чтобы технология абсорбционного охлаждения могла конкурировать с технологией сжатия пара за счет разработки энергоэффективных, экономичных, экологически чистых и компактных систем.В этом исследовании рассматриваются аспекты усовершенствования НИОКР одноступенчатых абсорбционных циклов охлаждения с точки зрения подкомпонентов, вспомогательных компонентов, добавляемых в абсорбционный цикл, рекуперации внутренней энергии и вариантов рабочих жидкостей. Усилия НИОКР по одноступенчатым абсорбционным циклам подробно описаны в богатой и простой презентации, чтобы обеспечить основу для дальнейших модификаций в будущем, т. е. в направлении оптимизации конструктивной геометрии ректификационной колонны внутри генератора, в направлении использования регулируемого эжектора для работать в реальных условиях эксплуатации, применяя новые схемы обтекания в качестве метода пассивной рекуперации тепла, сочетание внутренней рекуперации тепла и превосходных (нетрадиционных) рабочих жидкостей и, наконец, добавление наночастиц в рабочую жидкость для оптимизации режима работы. генератор.Результаты этого исследования подробно описаны в разделе извлеченных уроков, а приоритеты будущих исследований выделены в разделе заключения.

Предлагаемое цитирование

  • Абед, Ажер М. и Алгул, М.А., и Сопиан, К., и Мажди, Хасан Ш. и Аль-Шамани, Али Наджа и Муфта, А.Ф., 2017 г. » Аспекты усовершенствования одноступенчатого цикла абсорбционного охлаждения: подробный обзор ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 77(С), страницы 1010-1045.
  • Дескриптор: RePEc:eee:rensus:v:77:y:2017:i:c:p:1010-1045
    DOI: 10.1016/j.rser.2016.11.231

    Скачать полный текст от издателя

    Поскольку доступ к этому документу ограничен, вы можете поискать другую его версию.

    Каталожные номера указаны в IDEAS

    1. Джавахар, К.П. и Сараванан, Р., 2010. » Цикл абсорбции на основе теплообмена абсорбера генератора — Обзор ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 14(8), страницы 2372-2382, октябрь.
    2. Ву, Вэй и Ван, Баолун и Ши, Вэньсин и Ли, Сяньтин, 2014 г. » Обзор абсорбционных чиллеров и тепловых насосов на основе аммиака ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 31(С), страницы 681-707.
    3. Леви, А. и Елинек, М. и Борде, И., 2002. « Численное исследование конструктивных параметров струйного эжектора для абсорбционных систем «, Прикладная энергия, Elsevier, vol. 72(2), страницы 467-478, июнь.
    4. Чен, Сянцзе и Уоралл, Марк и Омер, Сиддиг и Су, Юэхун и Риффат, Саффа, 2013 г. « Теоретические исследования гибридной эжекторной системы охлаждения с компрессией CO2 для транспортных средств и предварительные экспериментальные исследования эжекторного цикла «, Прикладная энергия, Elsevier, vol. 102(С), страницы 931-942.
    5. Хоруз, Ильхами и Курт, Бенер, 2010 г. « Тепловые трансформаторы абсорбционные и промышленного применения «, Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol. 35(10), страницы 2175-2181.
    6. Шрихирин, Понгсид и Апхорнратана, Сатха и Чунгпайбулпатана, Супачарт, 2001. « Обзор абсорбционных холодильных технологий «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 5(4), страницы 343-372, декабрь.
    7. Чен, Ли-Тин, 1988 г. » Новый эжекторно-абсорбционный цикл для повышения КПД абсорбционной холодильной системы ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 30(1), страницы 37-51.
    8. Чен, Сянцзе и Омер, Сиддиг и Уоралл, Марк и Риффат, Саффа, 2013 г.» Последние разработки в области технологий эжекторного охлаждения «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 19(С), страницы 629-651.
    9. Чуннанонд, Канджанапон и Апхорнратана, Сатха, 2004 г. « Эжекторы: применение в холодильной технике «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 8(2), страницы 129-155, апрель.
    10. Безаньи, Джорджио и Мереу, Риккардо и Инцоли, Фабио, 2016 г. » Эжекторное охлаждение: всесторонний обзор ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol.53(С), страницы 373-407.
    11. Елинек М. и Леви А. и Борде И., 2002 г. » Эффективность цикла абсорбции с тремя уровнями давления с R125-N,N’-диметилэтилмочевиной ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 71(3), страницы 171-189, март.
    12. Улла, К.Р. и Саидур, Р. и Пинг, Х.В. и Акикур, Р.К. и Шуво, Н.Х., 2013. « Обзор методов солнечного теплового охлаждения и охлаждения «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 24(С), страницы 499-513.
    13. Ривера В. и Уикочеа А. и Мартинес Х. и Сикейрос Х. и Хуарес Д. и Каденас Э., 2011 г. « Эксергетический анализ экспериментального теплового трансформатора для очистки воды «, Энергия, Эльзевир, том. 36(1), страницы 320-327.
    14. Линь, Чен и Кай, Вэньцзянь и Ли, Яньчжун и Ян, Цзя и Ху, Ю, 2012 г. » Характеристики восстановления давления в холодильной системе с несколькими испарителями с регулируемым эжектором ,» Энергия, Эльзевир, том. 46(1), страницы 148-155.
    15. Ю, Зетинг и Хан, Цзитянь и Лю, Хай и Чжао, Хунся, 2014 г. » Теоретическое исследование новой системы когенерации аммиака и воды с регулируемым соотношением охлаждения и мощности ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 122(С), страницы 53-61.
    16. Лю, Мэн и Чжан, На, 2007 г. » Предложение и анализ нового аммиачно-водяного цикла для когенерации энергии и охлаждения ,» Энергия, Эльзевир, том. 32(6), страницы 961-970.
    17. Саркар, Джахар, 2012 г.» Эжекторные холодильные и тепловые насосные системы с улучшенной компрессией пара — обзор ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 16(9), страницы 6647-6659.
    18. Сумеру, К. и Насутион, Х. и Ани, Ф.Н., 2012 г. » Обзор двухфазного эжектора в качестве расширительного устройства в парокомпрессионном холодильном цикле ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 16(7), страницы 4927-4937.
    19. Вереда, К. и Вентас, Р. и Лекуона, А.и Венегас, М., 2012. « Исследование эжекторно-абсорбционного холодильного цикла с адаптируемым эжекторным соплом для различных условий работы ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 97(С), страницы 305-312.
    20. Абдулатеев, Дж. М., Сопиан, К., Алгул, М. А., и Сулейман, М. Ю., 2009 г. « Обзор эжекторных холодильных технологий на солнечных батареях «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 13(6-7), страницы 1338-1349, август.
    21. Рамеш Кумар, А.и Удаякумар, М., 2008 г. » Исследования влияния соотношения давлений компрессора на охладитель GAXAC (генератор-абсорбер-обменно-абсорбционное сжатие) ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 85(12), страницы 1163-1172, декабрь.
    22. Чжэн, Даньсин и Чен, Бин и Ци, Юнь и Цзинь, Хунгуан, 2006 г. « Термодинамический анализ нового комбинированного цикла абсорбционной мощности/охлаждения», Прикладная энергия, Elsevier, vol. 83(4), страницы 311-323, апрель.
    23. Инь, Хуан и Ши, Линь и Чжу, Мин-Шань и Хань, Ли-Чжун, 2000 г.» Анализ производительности абсорбционного теплового трансформатора с различными комбинациями рабочих сред ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 67(3), страницы 281-292, ноябрь.
    24. Сунь, Люли и Хань, Вэй и Цзин, Сюе и Чжэн, Даньсин и Цзинь, Хунгуан, 2013 г. « Когенерационная система питания и охлаждения, использующая средне/низкотемпературный источник тепла ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 112(С), страницы 886-897.
    25. Ду, С. и Ван, Р.З. и Ся, ZZ, 2014. » Оптимальный холодильный цикл с абсорбцией аммиачной воды с максимальной внутренней рекуперацией тепла, основанный на пинч-технологии ,» Энергия, Эльзевир, том.68(С), страницы 862-869.
    26. Саркар, Джахар и Гош, Прадьюмна и Адиль, Арджуманд, 2015 г. « Обзор гибридных наножидкостей: последние исследования, разработки и приложения «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 43(С), страницы 164-177.
    27. Леви А. и Елинек М. и Борде И. и Зиглер Ф., 2004 г. « Эффективность расширенного цикла абсорбции с R125 и различными абсорбентами «, Энергия, Эльзевир, том. 29(12), страницы 2501-2515.
    28. Ву, Шени и Имс, Ян В., 2000 г. » Инновации в пароабсорбционных циклах ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 66(3), страницы 251-266, июль.
    29. Сиддики, М.У. и Саид, САМ, 2015. « Обзор абсорбционных систем на солнечных батареях «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 42(С), страницы 93-115.
    30. Лин, П. и Ван, Р.З. и Ся, ZZ, 2011. » Численное исследование двухступенчатой ​​абсорбционной холодильной системы с воздушным охлаждением для солнечного охлаждения: анализ цикла и характеристики абсорбционного охлаждения ,» Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol.36(5), страницы 1401-1412.
    31. Ван, Синь и Ши, Линь и Инь, Хуан и Чжу, Мин-Шань, 2002 г. » Двухступенчатый тепловой трансформатор с H3O/LiBr для первой ступени и 2,2,2-трифторэтанол(ТФЭ)/N-метил-1-2-пирролидон (NMP) для второй ступени ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 71(3), страницы 235-249, март.
    32. Яри, Мортаза и Зарин, Араш и Махмуди, СМС, 2011 г. « Энергетический и эксергетический анализ гибридных абсорбционных холодильных циклов GAX и GAX «, Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol.36(7), стр. 2011-2020.
    33. Морено-Кинтанар, Г. и Ривера, В. и Бест, Р., 2012 г. » Сравнение экспериментальной оценки солнечной системы периодического охлаждения для производства льда, работающей на смесях Nh4/LiNO3 и Nh4/LiNO3/h3O ,» Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol. 38(1), страницы 62-68.
    34. Ананд С., Гупта А. и Тьяги С.К., 2013 г. « Моделирование циклов охлаждения: обзор », Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol.17(С), страницы 260-277.
    35. Сюй, Сяо Сяо и Чен, Гуан Мин и Тан, Ли Мин и Чжу, Чжи Цзян, 2012 г. » Экспериментальное исследование работы транскритической системы теплового насоса CO2 с эжектором при оптимальном давлении на стороне высокого давления ,» Энергия, Эльзевир, том. 44(1), страницы 870-877.
    36. Ду, С. и Ван, Р.З. и Лин, П. и Сюй, З.З. и Пан, К.В. и Сюй, Южная Каролина, 2012 г. » Экспериментальные исследования прототипа двухступенчатого солнечного абсорбционного кондиционера с воздушным охлаждением Nh4-h3O ,» Энергия, Эльзевир, том.45(1), страницы 581-587.
    37. Сун, Да-Вэнь, 1996 г. « Эжекторы с изменяемой геометрией и их применение в эжекторных холодильных системах «, Энергия, Эльзевир, том. 21(10), страницы 919-929.
    38. Видаль, А. и Бест, Р. и Риверо, Р. и Сервантес, Дж., 2006. « Анализ комбинированного энергетического и холодильного цикла методом эксергии ,» Энергия, Эльзевир, том. 31(15), страницы 3401-3414.
    39. Санкарлал Т. и Мани А., 2007 г. « Экспериментальные исследования эжекторной системы охлаждения с аммиаком «, Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol.32(8), страницы 1403-1413.
    40. Ли, Джин Ки и Ли, Кён-Рюль и Кан, Ён Тэ, 2014 г. « Разработка бинарной наноэмульсии для применения в диффузионно-абсорбционном холодильнике в качестве нового хладагента «, Энергия, Эльзевир, том. 78(С), страницы 693-700.
    41. Гаддар, Н.К. и Шихаб, М. и Бдейр, Ф., 1997. « Моделирование и моделирование производительности системы поглощения солнечной энергии в Бейруте «, Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol. 10(4), страницы 539-558.
    42. Ле Лостек, Брис и Галанис, Николя и Миллетт, Джоселин, 2013 г.» Моделирование водоабсорбционной аммиачной холодильной машины «, Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol. 60(С), страницы 269-283.
    Полные ссылки (включая те, которые не соответствуют элементам в IDEAS)

    Цитаты

    Цитаты извлекаются проектом CitEc, подпишитесь на его RSS-канал для этого элемента.


    Процитировано:

    1. Чжай, Чонг и Ву, Вей и Коронас, Альберто, 2021 г. » Абсорбционное охлаждение и обогрев на основе мембран: развитие и перспективы ,» Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol.177(С), страницы 663-688.
    2. Сегал, Шитиз и Альварадо, Хорхе Л. и Хассан, Ибрагим Г. и Кадам, Самбхаджи Т., 2021 г. « Всесторонний обзор последних разработок в области падающей пленки, аэрозольных, пузырьковых и микроканальных поглотителей для абсорбционных систем «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 142(С).
    3. Амарис, Карлос и Валлес, Манель и Буруи, Махмуд, 2018 г. » Улучшение поглощения паров с использованием пассивных технологий абсорбционного охлаждения/нагрева: обзор ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol.231(С), страницы 826-853.
    4. Кадам, Самбхаджи Т. и Гкулетсос, Димитрис и Хасан, Ибрагим и Рахман, Мохаммад Азизур и Кириакидес, Алексиос-Спиридон и Пападопулос, Афанасиос И. и Сеферлис, Панос, 2020 г. « Исследование бинарных, тройных и четвертичных смесей в растворном теплообменнике, используемом в абсорбционном охлаждении, и модификации процесса для улучшения характеристик цикла ,» Энергия, Эльзевир, том. 198(С).
    5. Чжай, Чонг и Ву, Вэй, 2021 г.» Оптимизация производительности и сравнение с компактной и эффективной абсорбционной холодильной системой с обычными и новыми абсорберами/десорберами «, Энергия, Эльзевир, том. 229(С).
    6. Лян, Сяо и Чжоу, Сай и Дэн, Цзяджу и Хэ, Гоген и Кай, Дэхуа, 2019 г. « Термодинамический анализ новой комбинированной двойной эжекторно-абсорбционной холодильной системы с использованием рабочих пар аммиак/соль без механических насосов ,» Энергия, Эльзевир, том. 185(С), страницы 895-909.
    7. Реда, Франческо и Пайхо, Сату и Пасонен, Рику и Хелм, Мартин и Менхарт, Флориан и Шекс, Ричард и Лайтинен, Ари, 2020. » Сравнение решений тепловых насосов с использованием солнечной энергии для офисных зданий в северном климате ,» Возобновляемые источники энергии, Elsevier, vol. 147 (P1), страницы 1392-1417.

    Наиболее похожие товары

    Это элементы, которые чаще всего цитируют те же работы, что и этот, и цитируются теми же работами, что и этот.
    1. Безаньи, Джорджио и Мереу, Риккардо и Инцоли, Фабио, 2016 г. » Эжекторное охлаждение: всесторонний обзор ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 53(С), страницы 373-407.
    2. Сун, Фантянь и Фу, Линь и Сун, Цзянь и Чжан, Шиган, 2014 г. » Новый эжекторный теплообменник на базе эжекторного теплового насоса и водо-водяного теплообменника ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 121(С), страницы 245-251.
    3. Ю, Бинбин и Ян, Цзинье и Ван, Даньдун и Ши, Джунье и Чен, Цзянпин, 2019 г.» An updated review of recent advances on modified technologies in transcritical CO2 refrigeration cycle ,» Energy, Elsevier, vol. 189(C).
    4. Li, Huashan & Cao, Fei & Bu, Xianbiao & Wang, Lingbao & Wang, Xianlong, 2014. » Performance characteristics of R1234yf ejector-expansion refrigeration cycle ,» Applied Energy, Elsevier, vol. 121(C), pages 96-103.
    5. Wu, Wei & Shi, Wenxing & Wang, Jian & Wang, Baolong & Li, Xianting, 2016.» Экспериментальное исследование абсорбционного теплового насоса с компрессией Nh4–h3O (CAHP) для низкотемпературного нагрева с более низкими приводными источниками ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 176(С), страницы 258-271.
    6. Ву, Вэй и Ван, Баолун и Ши, Вэньсин и Ли, Сяньтин, 2014 г. » Обзор абсорбционных чиллеров и тепловых насосов на основе аммиака ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 31(С), страницы 681-707.
    7. Вереда, К. и Вентас, Р.и Лекуона, А. и Венегас, М., 2012 г. « Исследование эжекторно-абсорбционного холодильного цикла с адаптируемым эжекторным соплом для различных условий работы ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 97(С), страницы 305-312.
    8. Ву, Си и Сюй, Шиминг и Цзян, Мэннан, 2018 г. « Разработка технологии пузырьково-абсорбционного охлаждения: обзор «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 82 (P3), страницы 3468-3482.
    9. Ву, Вэй и Ван, Баолун и Ши, Вэньсин и Ли, Сяньтин, 2014 г.» Технологии абсорбционного нагрева: обзор и перспективы «, Прикладная энергия, Elsevier, vol. 130(С), страницы 51-71.
    10. Коджок, Фарах и Фардун, Фарук и Юнес, Рафик и Аутбиб, Рашид, 2016 г. « Гибридные системы охлаждения: обзор и оптимизированная схема выбора «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 65(С), страницы 57-80.
    11. Сиддики, М.У. и Саид, САМ, 2015. « Обзор абсорбционных систем на солнечных батареях «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol.42(С), страницы 93-115.
    12. Хан, Мохаммед Мумтаз А., Саидур Р. и Аль-Сулейман, Фахад А., 2017 г. » Обзор материалов с фазовым переходом (PCM) в холодильных системах с абсорбцией солнечной энергии ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 76(С), страницы 105-137.
    13. Доннеллан, Филип и Кронин, Кевин и Бирн, Эдмонд, 2015 г. » Утилизация отработанной тепловой энергии с использованием пароабсорбционных тепловых трансформаторов: обзор ,» Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol.42(С), страницы 1290-1304.
    14. Зейгами, Мехди и Госвами, Д. Йоги и Стефанакос, Элиас, 2015 г. « Обзор методов солнечного термомеханического охлаждения и охлаждения «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol. 51 (С), страницы 1428-1445.
    15. Хань, Вэй и Чен, Цян и Сунь, Люли и Ма, Сиджун и Чжао, Тин и Чжэн, Даньсин и Цзинь, Хунгуан, 2014 г. « Экспериментальные исследования комбинированной системы охлаждения/выработки электроэнергии, активируемой низкопотенциальным теплом «, Энергия, Эльзевир, том.74(С), страницы 59-66.
    16. Гаруси Фарши, Л. и Мосаффа, А.Х., и Инфанте Феррейра, К.А. и Розен, Массачусетс, 2014. » Термодинамический анализ и сравнение комбинированных эжекторно-абсорбционных и однокорпусных холодильных систем ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 133(С), страницы 335-346.
    17. Чен, Сянцзе и Омер, Сиддиг и Уоралл, Марк и Риффат, Саффа, 2013 г. « Последние разработки в области технологий эжекторного охлаждения «, Обзоры возобновляемых и устойчивых источников энергии, Elsevier, vol.19(С), страницы 629-651.
    18. Ду, С. и Ван, Р.З. и Ся, ZZ, 2015. « Графический анализ внутренней рекуперации тепла одноступенчатой ​​аммиачно-водяной абсорбционной холодильной системы ,» Энергия, Эльзевир, том. 80(С), страницы 687-694.
    19. Ду С. и Ван Р. З., 2019 г. « Конфигурация унифицированной одноступенчатой ​​системы аммиачно-водяной абсорбции с наилучшим тепловым КПД для замораживания, кондиционирования воздуха и обогрева помещений ,» Энергия, Эльзевир, том.174(С), страницы 1039-1048.
    20. Чжан, Кун и Чен, Сюэ и Маркидес, Христос Н. и Ян, Юн и Шен, Шэнцян, 2016 г. » Оценка производительности эжектора для комбинированной системы питания и охлаждения с органическим циклом Ренкина ,» Прикладная энергия, Elsevier, vol. 184(С), страницы 404-412.

    Исправления

    Все материалы на этом сайте предоставлены соответствующими издателями и авторами. Вы можете помочь исправить ошибки и упущения.При запросе исправления укажите дескриптор этого элемента: RePEc:eee:rensus:v:77:y:2017:i:c:p:1010-1045 . См. общую информацию о том, как исправить материал в RePEc.

    По техническим вопросам, касающимся этого элемента, или для исправления его авторов, названия, реферата, библиографической информации или информации для загрузки, обращайтесь: . Общие контактные данные провайдера: http://www.elsevier.com/wps/find/journaldescription.cws_home/600126/description#description .

    Если вы создали этот элемент и еще не зарегистрированы в RePEc, мы рекомендуем вам сделать это здесь.Это позволяет связать ваш профиль с этим элементом. Это также позволяет вам принимать потенциальные ссылки на этот элемент, в отношении которых мы не уверены.

    Если CitEc распознал библиографическую ссылку, но не связал с ней элемент в RePEc, вы можете помочь с помощью этой формы .

    Если вы знаете об отсутствующих элементах, ссылающихся на этот, вы можете помочь нам создать эти ссылки, добавив соответствующие ссылки таким же образом, как указано выше, для каждого ссылающегося элемента. Если вы являетесь зарегистрированным автором этого элемента, вы также можете проверить вкладку «Цитаты» в своем профиле RePEc Author Service, так как некоторые цитаты могут ожидать подтверждения.

    По техническим вопросам относительно этого элемента или для исправления его авторов, названия, реферата, библиографической информации или информации для загрузки обращайтесь: Кэтрин Лю (адрес электронной почты доступен ниже). Общие контактные данные провайдера: http://www.elsevier.com/wps/find/journaldescription.cws_home/600126/description#description .

    Обратите внимание, что фильтрация исправлений может занять пару недель. различные услуги RePEc.

    Сравнение фактического и теоретического парокомпрессионного цикла

    В большинстве систем охлаждения и кондиционирования воздуха, используемых во всем мире, парокомпрессионный цикл используется с хладагентом в качестве рабочей жидкости.Хотя демонстрируемый цикл сжатия пара обычно является теоретическим, а не фактическим.

    Фактический цикл сжатия пара отличается от теоретического цикла сжатия пара. В реальном парокомпрессионном цикле конденсация и испарение не происходят при постоянном давлении. Дальнейшее сжатие не является изоэнтропическим, и общий КПД цикла ниже.

    Таким образом, фактический цикл сжатия пара менее эффективен по сравнению с теоретическим циклом сжатия пара.Кроме того, одним из основных факторов, играющих роль в снижении КПД, является трение на пути движения рабочей жидкости или хладагента.

    Все кондиционеры и холодильники используют реальный цикл сжатия пара. Цикл можно приблизить к теоретическому циклу сжатия пара, но никогда нельзя заставить его перекрывать теоретический цикл сжатия пара.

    Несомненно Фактический цикл сжатия пара снижает КПД и эффективность процесса охлаждения . Однако в некотором смысле это выгодно, так как допускает переохлаждение в конденсаторе и перегрев в компрессоре.Это позволяет предотвратить попадание капель жидкости в компрессор, которые могут его повредить.

    Что такое парокомпрессионный цикл?

    Парокомпрессионный цикл позволяет извлекать тепло из низкотемпературной зоны и передавать его в высокотемпературную зону. Это наиболее распространенный цикл, используемый в холодильниках.

    Цикл сжатия пара состоит из 4 основных процессов:

    • Сжатие
    • Конденсация
    • Дросселирование
    • Испарение.

    Краткое описание процессов, включенных в цикл сжатия пара, представлено ниже:

    Сжатие

    Первоначально хладагент сжимается адиабатически в компрессоре.Это позволяет преобразовать хладагент низкой температуры и низкого давления в хладагент высокого давления и высокой температуры.

    Поршневой компрессор с электрическим приводом обычно используется . Однако компрессоры бывают нескольких типов, включая центробежные, винтовые, спиральные и т. д.

    Объем уменьшается с увеличением давления. Это указывает на увеличение внутренней энергии из-за уменьшения расстояния между молекулами хладагента.

    Конденсат

    После сжатия жидкость под высоким давлением и высокой температурой поступает в конденсатор.Конденсатор играет роль отвода тепла от хладагента при высоком давлении.

    Тепло, отводимое от хладагента, теоретически не влияет ни на давление, ни на температуру. Таким образом, этот процесс является изобарическим (постоянное давление), а также изотермическим (постоянная температура)

    Огромное количество тепла, отводимого от хладагента в конденсаторе, называется теплотой конденсации.

    Дроссель и расширение

    Процесс дросселирования или расширения позволяет снизить давление и температуру хладагента после прохождения через дроссельный клапан.

    Клапан фактически допускает резкое увеличение площади поперечного сечения, что расширяет хладагент, уменьшая его давление. После этой стадии хладагент почти на 75% жидкий.

    Несмотря на охлаждение хладагента за счет расширения, дросселирование фактически регулирует количество жидкости, подаваемой в испаритель.

    Испаритель

    Испаритель фактически является выходной частью холодильника или системы кондиционирования воздуха. Это компонент, который отвечает за охлаждающий эффект, вызванный системой охлаждения.

    Испаритель позволяет поглощать тепло из окружающей среды, когда хладагент проходит через змеевики хладагента. Процесс называется испарением.

    Теоретически испарение изотермическое , так как нет изменения температуры холодильника при кипении хладагента во время его движения по испарительным змеевикам.

    Теплота, поглощаемая при испарении, называется скрытой теплотой парообразования (скрытая теплота, необходимая для преобразования жидкого хладагента в пар).Это то же самое, что и теплота конденсации, так как энергия, необходимая для преобразования жидкого хладагента в пар и наоборот, одинакова.

    Обычно существует два типа испарителей:

    Теоретический или идеальный цикл сжатия пара

    Теоретический цикл сжатия пара аналогичен описанному выше. Ниже приведены основные процессы на приведенной выше ph-диаграмме:

    Изэнтропическое сжатие

    Приращение давления с уменьшением объема при постоянной энтропии.

    Изобарическая конденсация

    Потеря тепла с фазовым переходом при постоянном давлении (и постоянной температуре).

    Изентальпийское расширение

    Уменьшение давления и увеличение объема при постоянной энтальпии.

    Изобарическое испарение

    Поглощение тепла с фазовым переходом при постоянном давлении (и постоянной температуре)

    Сравнение фактического и теоретического циклов сжатия пара Диаграммное представление разницы между фактическим и теоретическим VCC 9008 во всех охлаждающих устройствах фактически происходит цикл компрессии пара.У него на меньше COP и требуется больше работы . Однако в то же время некоторые изменения носят преднамеренный характер.

    Основными причинами меньшей эффективности этого цикла являются механическое и жидкостное трение и потери тепла в окружающую среду.

    Фактический цикл сжатия пара

    Я суммировал процессы в реальном цикле сжатия пара по сравнению с теоретическим циклом сжатия пара ниже:

    Сжатие

    В идеальном цикле сжатия пара хладагент сжимается изоэнтропически.Это означает отсутствие изменения энтропии во время сжатия.

    И изэнтропический процесс также подразумевает, что процесс адиабатический, без потерь тепла. Это означает, что в идеальном парокомпрессионном цикле процесс сжатия обратим.

    Однако в фактический цикл сжатия пара мы должны включить другие эффекты, т.е. Жидкостное трение и механическое трение . Процесс показан на диаграмме выше как процесс 2 – 3 .

    Из-за трения процесс сжатия больше не является изоэнтропическим, так как трение приводит к выделению тепла .Образование тепла приводит к приращению энтропии.

    Тем самым сжатие в реальном парокомпрессионном цикле преобразуется из обратимого в необратимый процесс . Эта необратимость является одной из основных причин уменьшения cop в реальном парокомпрессионном цикле .

    Сжатие также нагревает жидкий хладагент выше температуры, которая была в теоретическом парокомпрессионном цикле. Следовательно, хладагент будет поступать в конденсатор при более высокой температуре .

    Конденсат

    Представлен на рисунке процесс 4 – 6 . В реальном цикле сжатия пара хладагент поступает в конденсатор при более высокой температуре по сравнению с идеальным циклом сжатия пара . Это связано с более высокой работой, выполняемой при сжатии в реальном цикле сжатия пара, с учетом трения.

    В идеале, когда тепло выделяется в процессе конденсации, оно происходит изобарно и изотермически. Это подразумевает отсутствие изменений давления, а также температуры во время идеального цикла сжатия пара.

    Однако на самом деле это не так. Потеря тепла происходит в основном за счет фазового перехода, однако при конденсации наблюдается заметное изменение температуры.

    Кроме того, давление не является постоянным в реальном цикле сжатия пара во время процесса, как в идеальном случае. Это связано с тем, что небольшое расширение при выделении тепла при движении жидкости по линиям конденсатора неизбежно. Из-за этого наблюдается снижение давления.

    В отличие от идеального цикла сжатия пара хладагент не находится в состоянии насыщенной жидкости в конце конденсации. Ведь охлаждается сверхнасыщенной жидкостью . Это регулируется процессом, известным как переохлаждение.

    Переохлаждение — это процесс охлаждения хладагента за пределы состояния насыщенной жидкости, так что он имеет более низкую энтальпию по сравнению с тем, если бы жидкость находилась в состоянии насыщенной жидкости. Он представлен процессом 5 – 6 .

    Переохлаждение, тем не менее, является важным процессом, поскольку оно обеспечивает перевод всего хладагента в жидкое состояние до того, как он расширится в расширительном или дроссельном клапане.

    Расширение

    На схеме обозначен процессом, представленным строкой 6-7 .

    Основное различие между идеальным и реальным циклом сжатия пара при дросселировании заключается в энтальпии. Жидкость, поступающая в дроссельный клапан в реальном цикле сжатия пара, имеет более низкую энтальпию, чем в идеальном цикле сжатия пара и в состоянии насыщенной жидкости.

    Процесс переохлаждения дает сравнительно меньшее теплосодержание в конце конденсации по сравнению с фактическим циклом сжатия пара.

    Более высокое выделение тепла при конденсации во время переохлаждения приводит к более низкой температуре, достигаемой за счет расширения хладагента в реальном парокомпрессионном цикле по сравнению с идеальным парокомпрессионным циклом. Это связано с тем, что жидкость поступала в дроссельный клапан с меньшей теплоемкостью.

    Испарение

    На рисунке представлен процесс 6-7 . В реальном цикле сжатия пара хладагент поступает в испаритель при более низкой температуре по сравнению с идеальным циклом сжатия пара .Это связано с переохлаждением при конденсации, что позволило жидкости понизить температуру после расширения.

    В идеале, когда тепло поглощается в процессе испарения, оно происходит изобарно и изотермически. Это подразумевает отсутствие изменений давления, а также температуры во время идеального цикла сжатия пара.

    Однако на самом деле это не так. Поглощение тепла в основном происходит за счет фазового перехода, однако при испарении наблюдается заметное изменение температуры .

    Кроме того, давление не является постоянным в реальном цикле сжатия пара во время процесса, как в идеальном случае. Это связано с тем, что небольшое расширение при поглощении тепла при движении жидкости по линиям испарителя неизбежно. Из-за этого наблюдается снижение давления.

    В отличие от идеального цикла сжатия пара хладагент не находится в состоянии насыщенного пара в конце испарения . На самом деле он нагревается выше состояния насыщенного пара.Это регулируется процессом, известным как перегрев.

    Перегрев — это процесс нагревания хладагента выше состояния насыщенного пара, так что он имеет более высокую энтальпию по сравнению с тем, если бы хладагент находился в состоянии насыщенного пара.

    Перегрев является очень важным процессом, так как он обеспечивает преобразование всего хладагента в парообразное состояние до того, как он попадет в компрессор . Это предотвращает возможное повреждение компрессора частично жидким хладагентом.

    Заключение:

    При сравнении идеального/теоретического и фактического парокомпрессионного цикла видно, что в идеальном холодильном цикле предполагается упростить расчеты.

    Совершенно обратимые процессы, такие как изоэнтропическое сжатие и изотермическое поглощение и отвод тепла, никогда не могут быть реализованы практически в цикле.

    Однако некоторые процессы, такие как переохлаждение и перегрев, действительно помогают в правильной работе компонентов холодильника.Следовательно, фактический цикл сжатия пара таким образом является преднамеренным и благоприятным.

    Энергетический анализ с использованием теоретического моделирования и метода характеристического уравнения в малом абсорбционном охладителе с LiBr/h3O

    Введение

    Изучение способов более эффективного использования энергетических ресурсов все чаще становится предметом исследований в академических и промышленных кругах из-за высокого спроса на энергию в стране в жилом, коммерческом и промышленном секторах и во всем мире.Второй причиной проведения таких исследований является стремление снизить высокие затраты на обработку для генерации (Ochoa, Dutra, Henríquez, & Santos, 2016; Ifaei, Rashidi, & Yoo, 2016a; 2016b).

    Абсорбционное холодильное оборудование представляет собой альтернативный компонент, который можно использовать для оптимизации энергетических систем, поскольку такое оборудование может использовать тепловые отходы для привода этих систем, тем самым повышая их общую эффективность (Ochoa, Dutra, & Henríquez, 2014a; Shirazi, Taylor, White). и Моррисон, 2016).Абсорбционные чиллеры по-разному изучались несколькими авторами, например, как компоненты системы когенерации (Ochoa, Dutra, Henríquez, & Rohatgi, 2014b; Daghigh & Shafieian, 2016; Singh, 2016; Talukdar & Gogoi, 2016), в качестве отдельного компонента холодильного оборудования (Martínez, Martínez, & Bujedo, 2016), в виде интегрированных солнечных систем (Monné, Alonso, Palacín, & Serra, 2011; Abdullah, Saman, Whaley, & Belusko, 2016) или для проведения фундаментальных исследований тепла и массообмен (Альберт, Маршалл и Боте, 2014).

    Были проведены численные и экспериментальные исследования абсорбционных холодильных систем (Myat et al., 2011; Moreno-Quintanar, Rivera, & Best, 2012; Marc, Sinama, Praene, Lucas, & Castaing-Lasvignottes, 2015) с целью к изучению влияния внутренних и внешних параметров на КС и его производительность (Bakhtiari, Fradettel, Legros, & Paris, 2011; Ochoa, Dutra, Henríquez, Santos, & Rohatgi, 2017b), к оценке производительности и оценке оборудования (Chen , Гонг, Ван, Луо и Ван, 2015 г.; Порумб, Порумб и Балан, 2017 г.).В других исследованиях применялся термоэкономический анализ, также известный как эксэргоэкономический анализ (Ochoa et al., 2014b; Ochoa et al., 2016), для определения необратимости и стоимости оборудования, которые могут помочь в экономическом обосновании полигенерационных установок. которые используют абсорбционный охладитель в качестве встроенного компонента (Angrisani et al., 2011).

    При энергетическом или эксергетическом исследовании любого абсорбционного чиллера требуется различная информация, такая как внутренние температуры, общие коэффициенты теплопередачи, массовый расход и другие параметры, которые зачастую нелегко найти и/или рассчитать (Zinet, Rulliere , & Haberschill, 2012; Сюй, Чжан и Сяо, 2016).Поэтому важно найти и/или разработать инструменты моделирования, которые позволят предсказать активацию тепловой мощности и холодопроизводительности чиллера с использованием переменных, которые легко измерить (например, температуры внешнего контура горячего, охлажденного и холодного воздуха). вода) (Albers, Nurzia, & Ziegler, 2010; Ochoa et al., 2016). В этом контексте метод характеристического уравнения может применяться способами, которые уже продемонстрированы в литературе (Albers, 2014).

    Этот метод применительно к абсорбционным холодильным системам позволяет исследовать характеристики абсорбционного чиллера и теплового насоса с помощью алгебраических уравнений, представляющих активацию тепловой мощности и холодопроизводительности, а также с помощью метода COP, основанного на характеристической разности температур. , по работе, представленной в Hellmann (apud Albers, Nurzia, & Ziegler, 2010).

    Метод характеристического уравнения основан на термодинамических принципах и конкретных рабочих параметрах оборудования, которые, когда они представлены простыми аналитическими уравнениями, обеспечивают отличные средства для моделирования энергетических установок, таких как промышленные процессы сушки, полигенерирующие установки, холодильные и процессы кондиционирования воздуха. Сначала этот метод был внедрен в Японии для работы с абсорбционными холодильными установками (Helm, Hagel, Pfeffer, Hiebler, & Schweigler, 2014) при характеристике абсорбционного теплового насоса, в котором используется пара бромид лития/вода, в зависимости от внешней схема.Метод характеристического уравнения в абсорбционных чиллерах и тепловых насосах использовался во многих исследованиях, например, Ziegler and Albers (2009); Albers (2014) в качестве инструмента, позволяющего исследовать поведение частичной нагрузки и стратегии управления в абсорбционных холодильных системах.

    Взяв за основу исследование, представленное Хеллманном (apud Albers, Nurzia, & Ziegler, 2010), холодопроизводительность можно проанализировать, изучив общую разность температур (∆∆t), (Gutiérrez-Urueta, Rodríguez, Ziegler, Lecuona, & Rodríguez-Hidalgo, 2012; Helm, Hagel, Pfeffer, Hiebler, & Schweigler, 2014), где метод характеристического уравнения использовался в качестве инструмента моделирования и анализа для реализации стратегии управления холодильными системами с абсорбцией солнечной энергии.В Albers & Ziegler (2005) обсуждались и анализировались влияние внутренних необратимостей на характеристическое уравнение и их влияние на рабочие характеристики абсорбционных чиллеров. Важно помнить, что этот метод позволяет проводить модификации и адаптации, чтобы лучше прогнозировать, как будут работать системы поглощения с одним и двумя эффектами. Другая адаптация этого метода была проведена на чиллерах с адиабатическими поглотителями Gutiérrez-Urueta et al.(2012), которые расширили методологию, предложенную Хеллманном (apud Albers, Nurzia, & Ziegler, 2010), для прогнозирования поведения одноконтурных чиллеров и тепловых насосов с помощью простых алгебраических уравнений. В последнее время метод характеристического уравнения использовался для мониторинга систем охлаждения Федерального агентства Германии по окружающей среде в отношении стратегии управления системами охлаждения с поглощением солнечной энергии. В результате этого приложения затраты по сравнению с использованием обычной системы сократились на 5 % (Albers, 2014).

    В данной статье представлено энергетическое исследование небольшого абсорбционного чиллера на паре LiBr/H 2 O с номинальной мощностью 4,5 кВт с помощью теоретического моделирования и метода характеристического уравнения. Идея состоит в том, чтобы сравнить два способа моделирования и оценки абсорбционных систем путем изучения температур и расходов внешних контуров горячей, охлажденной и холодной воды и определения значений общих коэффициентов теплопередачи каждого компонента. Целью данной статьи является демонстрация универсальности метода характеристического уравнения для прогнозирования поведения абсорбционных чиллеров на основе внешней средней температуры и расхода водяного контура, а также продукта UA.Это достигается с помощью двух простых алгебраических уравнений активации тепловой мощности и холодопроизводительности абсорбционного чиллера.

    Материалы и методы

    Абсорбционное холодильное оборудование, смоделированное в данной статье, представляет собой одноступенчатую горячую водогрейный абсорбционный чиллер номинальной мощностью 4,5 кВт (производства Rotartica) с использованием LiBr/H 2 O в качестве рабочей жидкости. Фактически, такой абсорбционный охладитель, охладитель Rotartica (EcoFriend, 2016), является особым типом абсорбционного холодильного оборудования, поскольку цикл абсорбции осуществляется в герметично сваренном сфероидальном контейнере из примерно 500 мм в диаметре и 500 мм в длину, вращается со скоростью 400 об/мин около горизонтальная ось, как показано в Evola, Le Pierrès, Boudehenn и Papillon (2013) в котором был проведен динамический анализ.Однако это поглощение также были исследованы и описаны несколькими авторами (Гилкрист, Лортон и др.). Зеленый, 2002; Искьердо, Лизарте, Маркос и Гутьеррес, 2008 г .; Монне и др., 2011). какой отличает этот чиллер от обычного абсорбционного чиллер – это чередование компонентов, а именно целых систем (испаритель – абсорбер; генератор – конденсатор) вращаются, чтобы улучшить как тепло процесс передачи, а также эффективность холодильного производства.Однако, необходимо учитывать дополнительное потребление электроэнергии, чтобы поддерживать вращение.

    Описание сингла этап абсорбционного цикла

    Это бумага представляет небольшой единичный эффект абсорбционный охладитель, использующий LiBr/H 2 O в качестве рабочей жидкости, в стационарном состоянии, в зависимости от массы, вида и энергетический баланс. Как известно, единичный эффект Абсорбционная холодильная установка представляет собой устройство, состоящее, в основном, из генератора, конденсатора, абсорбера, испарителя, расширительных клапанов и насосов, рис. 1.Операция происходит с тремя внутренними и внешние жидкости, где внутренние смешиваются с с LiBr/H 2 O раствор, который проходит через точки 1-6 (отвечающие за процессы десорбции и абсорбции) и пары хладагента, которые проходят через точки 7-10 (отвечают за охлаждающий эффект). Есть три внешних контура, а именно: горячий, холодный и охлажденный. водяные контуры. Контур горячей воды (пункты 11-12) представляет собой активацию источник для абсорбционного охладителя, контур холодной воды (точки 13-16) представляет собой источник рассеяния систем, а контур охлажденной воды (точки 17-18) представляет собой холодопроизводительность чиллера.Свойства раствора LiBr/H 2 O определяли с помощью методология, представленная Ким и Инфанте (2006) и реализовано в Ochoa et al. (2014a и 2014b), а для чистой воды данные приведены в таблице Роджерса и Мэйхью (1992).


    Рисунок 1. Одноступенчатый цикл абсорбции
    (Ochoa et al., 2016).

    Энергетическая модель

    Энергетическое моделирование этой абсорбционной холодильной системы было выполнено путем применения баланса энергии, массы и компонентов для всех компонентов абсорбционного охладителя на основе некоторых упрощающих допущений, перечисленных ниже:

    · Процесс перекачки раствора считается изэнтропическим;

    · Теплообмен с окружающей средой незначителен;

    · Изменения кинетической и потенциальной энергии незначительны;

    · Весь процесс происходит в установившемся режиме;

    · Контур хладагента, т.е.е. состояния 7, 8, 9 и 10, приводится в движение только водой;

    · Общие коэффициенты теплообменника считаются постоянными в течение всего процесса.

    Применяя первый закон термодинамики к каждому компоненту, а также к балансу масс и компонентов (абсорбер, генератор, конденсатор, испаритель и теплообменник), был получен набор уравнений для энергетической модели абсорбционного охладителя. Малая абсорбционная холодильная система состоит из пяти теплообменников, которые являются компонентами, управляющими циклом.Поэтому энергетическое моделирование будет представлено в общем виде, как показано на рисунке 2 и в таблице 1. Дополнительная информация об энергетическом моделировании содержится в Ochoa et al. (2014a и 2014b; 2016).


    Рисунок 2.
    Схема теплообменников абсорбционного чиллера (Очоа и др., 2014а).

    Таблица 1.

    Массовый, видовой и энергетический баланс теплообменников Абсорбционный чиллер.


    где:

    ; представляет собой поток горячей массы, , представляет собой массовый поток слабого, сильного и парового потока, , , теплообмен, и , продукт UA из теплообменника.

    Метод характеристического уравнения

    применение характеристического уравнения основано на термодинамическом основы и номинальные характеристики чиллера (Zinet et al., 2012; Альберс, 2014). То Основная цель этого метода состоит в том, чтобы определить поведение поглощения чиллера от средних температур внешних контуров с учетом специфические характеристики чиллера, такие как общая теплопередача коэффициенты и скорости потока.Описание того, как реализовать характеристическое уравнение метод был объяснен уравнениями с 1 по 44. Метод основан на правиле Дюринга, которое позволяет установить связь между внутренними средними температурами каждого теплообменника чиллер, сильная и слабая концентрации системы (при одном и том же давление) и температуры насыщения раствора с помощью линейного уравнения с уклоном B и пересечением Z, выраженным уравнением 1:

    (1)

    С учетом четырех основных компонентов системы (абсорбер, испаритель, конденсатор и генератор) и расчета теплового потока в зависимости от общего коэффициента теплопередачи и площади теплообменника, произведения (UA x ) и среднего логарифмического разность (ΔTlm x ) по уравнению 2:

    (2)

    где, уравнение 3:

    (3)

    Нижний индекс X обозначает компоненты чиллера (абсорбер, испаритель, конденсатор и генератор).Температуры внешнего водяного контура (горячего, холодного и охлажденного) обозначаются буквой (t), а температуры внутреннего контура чиллера обозначаются буквой (T).

    В теплообменниках разница температур между горячей и холодной жидкостями (ΔT=T горячей -T холодной ) зависит от положения теплообменника, причем его длина больше для потока, параллельного длине противоток. По этой причине для входа и выхода горячей и холодной жидкости теплообменника обычно используется средняя разница логарифмической температуры.Однако согласно литературным данным, использованным для анализа теплообменников абсорбционных холодильных систем (Kohlenbach & Ziegler, 2008a; 2008b; Myat et al., 2011), член (ΔTlm x ) характеристического уравнения может быть заменен средняя разница температур между горячей и холодной жидкостью (ΔTlm x ≈t X -T X ).

    Принимая во внимание, что t X — это средняя температура внешней жидкости, а T X — средняя температура внутренней жидкости, расход теплообменника можно выразить уравнением 4at7:

    (4) (5) (6) (7)

    Нижние индексы (E, A, G, C) обозначают испаритель, абсорбер, генератор и конденсатор соответственно.

    При применении первого закона термодинамики к абсорбционной холодильной системе, рис. 1, и рассмотрении стационарного состояния энергетического и массового баланса системы каждый тепловой поток может быть выражен в соответствии с разностью энтальпий и расходом цикла. как Equation8 в 13:

    (8) (9) (10) (11) (12) (13)

    Для теплового компрессор (генератор – теплообменник – абсорбер), это может быть выражается следующим образом Уравнение 14 в 16:

    (14) (15) (16)

    где, уравнение 17at20:

    (17) (18) (19) (20)

    Аналогично к генератору, это может быть выражено как уравнение 21at 23:

    (21) (22) (23)

    Автор комбинируя уравнения 4-7 теплообменников и уравнения внутренней цепи чиллера (уравнения 12, 20 и 22), система уравнений в зависимости от холодопроизводительности чиллера и разницы температур между внешними цепями и внутренними можно найти в виде уравнения 24в 27:

    (24) (25) (26) (27)

    Применение Уравнение 1 правила Дюринга для двух температур уровни (высокий и низкий), можно найти следующие отношения можно найти Уравнения 28 и 29:

    (28) (29)

    Наконец, Уравнение 30 можно определить следующим образом:

    (30)

    Член B уравнения 30 равен задается наклоном диаграммы Дюринга, обычно оценено для раствора LiBr/H 2 O между 1.с 1 по 1,2 (Ziegler & Albers, 2009). Комбинируя уравнения 24 до 27 и принимая во внимание уравнения 29 и 30, средние внешние температуры контура холодной, горячей и охлажденной воды определяются, выражаясь как Уравнение 31:

    (31)

    Член слева может быть представлен общей разностью температур (ΔΔt), как уравнение 32:

    (32)

    В уравнении 32 это можно интерпретировать как разницу между температурной тягой (Δt тяга ) и температурной подъемной силой (Δt подъемной силой ), как уравнение 33:

    (33)

    где, уравнение 34 и 35:

    (34) (35)

    Суммарная температура разница также может быть определено с точки зрения расчетных параметров, таких как уравнение 36 и 37:

    (36) (37)

    Это долю общей разности температур можно упростить на основе двух параметры; (S E ), который представляет долю глобального коэффициента каждого компонента чиллер (испаритель, конденсатор, абсорбер и генератор) и (α E ), который представляет собой распределение общих коэффициентов теплопередачи внутри оборудования, например, уравнение 38 at40:

    (38) (39) (40)

    Есть связь между параметрами (S E , α E и Q потери ) которая называется минимальной общей температурной разницей, выраженной в виде уравнения 41:

    (41)

    Суммарная температура разница определяется как уравнение 42:

    (42)

    Следовательно, активация тепловой мощности (генератор) и холодопроизводительности (испаритель) абсорбционный чиллер можно выразить уравнением 43 и 44:

    (43) (44)

    Обсуждение и результаты

    результаты энергетического анализа с использованием теоретического моделирования, основанного на массовый, видовой и энергетический баланс и метод характеристического уравнения. по сравнению с экспериментальными данными, опубликованными CREVER Group-URV в Испании и также путем адаптации активации тепловой мощности и холодопроизводительности на основе двух корреляции взяты из литературы (Ziegler & Albers, 2009; Kühn, 2013).

    Номинальные условия абсорбционный охладитель Rotartica

    Номинал температуры холодной, охлажденной и горячей воды Ротартики абсорбционный чиллер 40, 12 и 90°С, расход 1,98, 1,56 и 0,90 м 3 час -1 соответственно, а расход перекачиваемого раствора LiBr/H 2 O составлял 0,030 кг с -1 (Rotartica, 2008; Monné, Alonso, Palacín, & Guallar, 2011). ; ЭкоФренд, 2016). Произведения (UA ), необходимые для получения коэффициентов поглощения тепловой мощности чиллер были взяты из литературы, опубликованной CREVER Group-URV в Испании, а также (Rotartica, 2008; Monne, Алонсо, Паласин и Гуаллар, 2011 г.; Эвола и др., 2013), и они были оценены взятие номинальных условий из каталога производителя с использованием обратный метод с температурой пинча, табл. 3.

    Таблица 3.

    Продукт АС поглощения Rotartica Чиллер тепла обменники оценили.


    Скорректированный экспериментальный корреляции, которые были получены из данных, опубликованных CREVER Group-URV в Испании и адаптирован в соответствии с методологией, представленной в Kühn (2013), выразите в уравнениях 45 и 46:

    (45) (46)

    Экспериментальные данные из абсорбционного охладителя Rotartica были извлечены из литературы, в которой использованы диапазоны диапазона рабочих температур (7-15°С охлажденная вода, 80-100°C горячая вода и 32-45°C холодная вода).Девятнадцать (19) выбраны режимы работы абсорбционного чиллера. Таблица 4 показывает значения параметров уравнения 45 и 46.

    Таблица 4.


    Сравнение результаты теоретического моделирования, метод характеристического уравнения, экспериментальные данные и скорректированная экспериментальная корреляция с поправкой

    Результаты применения теоретического моделирования, а также метода характеристического уравнения были сопоставлены с учетом активации тепловой мощности (Q g ), холодопроизводительности (Q e ), а также КПД абсорбционного охладителя.Кроме того, эти результаты также сравнивались с теми, в которых использовались экспериментальные данные, и результатами, полученными в результате скорректированной корреляции этих экспериментальных данных.

    Значения параметров характеристического уравнения, которые определяют холодопроизводительность (уравнение 43) и активацию тепловой мощности (уравнение 44) абсорбционного чиллера из номинальных данных: S E = 0,226 кВт K -1 , α E = 0,292 кВт K -1 , G =1,047, ∆∆t минE =2.576 K, а выбранный коэффициент Дюринга (B ) был равен 1,15 (Ziegler & Albers, 2009).

    На рис. 3 и 4 сравниваются результаты активации тепловой мощности и холодопроизводительности абсорбционного чиллера, полученные с помощью теоретического моделирования (Q g_teo ;Q e_teo ), метода характеристического уравнения (Q g_ce ). ;Q e_ce ), экспериментальные данные (Q g_exp ;Q e_exp ) и скорректированную экспериментальную корреляцию (Q g_mod ;Q e_mod ), при сопоставлении с общей разницей температур, учитывающей всю рабочий диапазон оборудования.Относительные средние ошибки были рассчитаны для всех переменных с использованием общего уравнения 47, выраженного как:


    Рисунок 3.
    Сравнение активации тепловой мощности (Qg ) результаты, полученные с помощью теоретического моделирования, метода характеристического уравнения, экспериментальные данные и корреляции скорректированы.

    На рис. 3 показаны результаты, полученные с помощью теоретического моделирования и метода характеристического уравнения активации тепловой мощности во всем рабочем диапазоне абсорбционного чиллера.В том же контексте эти результаты по сравнению с экспериментальными данными были хорошими, поскольку максимальная и минимальная разница составляет 7% и менее 1% соответственно.

    На рис. 4 показаны результаты, полученные с помощью теоретического моделирования, метода характеристического уравнения, экспериментальных данных и скорректированных корреляций холодопроизводительности во всем рабочем диапазоне абсорбционного охладителя.


    Рисунок 4.
    Сравнение результатов по холодопроизводительности (Qe), полученных в результате теоретического моделирования, метод характеристического уравнения, экспериментальные данные и корреляции скорректировано.
    (47)

    Как и в случае активации тепловой мощности, сравнение теоретических результатов и результатов, полученных с помощью характеристического уравнения, было очень хорошим во всем рабочем диапазоне; однако расхождение между результатами больше, чем при включении тепловой мощности, где погрешность не превышает 11 %, а минимальная относительная погрешность составляет 1 %.

    На рис. 5 показаны результаты COP абсорбционного охладителя Rotartica, полученные с помощью теоретического моделирования, метода характеристического уравнения, экспериментальных данных и скорректированных корреляций.

    Обратите внимание, что существуют различия между теоретическими результатами и результатами, полученными с помощью характеристических уравнений, а также между экспериментальными данными и скорректированными корреляциями из этих экспериментальных данных. Эти отклонения являются результатом распространения ошибок при активации тепловой мощности и холодопроизводительности, что опять-таки было связано с неопределенностью данных производителя, а также с упрощением допущений теоретического моделирования. При сравнении результатов с экспериментальными данными и результатами скорректированных корреляций отклонение также могло быть связано с неопределенностью экспериментальных данных, которая составляла около 4 %.

    Эти значения представляли небольшое расхождение, если принять во внимание общие погрешности, связанные с работой абсорбционного охладителя. Однако следует отметить, что эти отклонения не превышали 4% в большинстве рабочих режимов, особенно для номинальных рабочих режимов абсорбционного чиллера, для которых температура горячей, охлажденной и холодной воды составляла 90, 12 и 40°C соответственно, что соответствует на ΔΔt 32К, где отклонение не превышало 1%.


    Рисунок 5.
    Сравнение результатов КС, полученных при теоретическом моделировании, метод характеристического уравнения, экспериментальные данные и корреляции скорректировано.

    На рис. 6 показаны относительные погрешности результатов активации тепловой мощности и холодопроизводительности которые были получены в результате теоретического моделирования, характеристическое уравнение метод, экспериментальные данные и скорректированные корреляции.


    Рис. 6.
    Сравнение относительных погрешностей результатов, полученных теоретическим моделирование, метод характеристического уравнения, экспериментальные данные и корреляции скорректированы.

    Как уже упоминалось, на рис. 6 показано хорошее совпадение результатов, полученных при теоретическом моделировании и методе характеристического уравнения, а также при сравнении экспериментальных данных и результатов скорректированной корреляции. Для большинства рабочих диапазонов чиллера, включая номинальные условия, отклонения были на 6 % меньше.Максимальные погрешности результатов (около 11 %) были обнаружены для холодопроизводительности. Однако для оценки общих неопределенностей, связанных с работой абсорбционного чиллера, это можно считать хорошей корректировкой для прогнозирования термодинамического поведения абсорбционного чиллера.

    С учетом результатов, полученных в этом исследовании, было продемонстрировано, что при использовании любого из этих методов производительность абсорбционного охладителя можно предсказать с хорошей точностью. Однако использование метода характеристического уравнения намного лучше и проще, поскольку для прогнозирования производительности абсорбционного холодильного оборудования требуется меньше данных (номинальные данные и/или экспериментальные значения).Это подтверждает универсальность метода характеристического уравнения для прогнозирования поведения абсорбционного чиллера в рабочем диапазоне по средней температуре и расходам контуров охлажденной, горячей и холодной воды, а также суммарным коэффициентам теплопередачи и площадям теплообмен (изделие UA). Используя два простых алгебраических уравнения (прямые линии), можно найти активацию тепловой мощности и холодопроизводительность абсорбционного чиллера. Это хорошая альтернатива в качестве инструмента термодинамического анализа в когенерационной установке комбинированного нагрева и охлаждения или в любых процессах, в которых абсорбционный охладитель используется в качестве интегрированного компонента.

    Заключение

    Результаты сравнения активации тепловой мощности и холодопроизводительности абсорбционного чиллера Rotartica, которые были получены путем теоретического моделирования и значений характеристического уравнения, были хорошими, поскольку найденные средние относительные ошибки были на 4% ниже для большинства исследованных условий эксплуатации. , за исключением одного условия, когда ошибка составляла около 6%;

    Активация тепловой мощности и холодопроизводительности, найденная методом характеристического уравнения, а также теоретическое моделирование при сравнении с экспериментальными данными показали отличное совпадение, поскольку максимальная и минимальная ошибки составили 11 и 1% соответственно;

    Благодарности

    первый автор благодарит программу наука без границ — Cnpq-Brazil, за стипендию постдокторанта (PDE:203489/2014-4), а также благодарность Профессору Альберто Коронасу за его поддержку во время постдокторского исследования в Ровира и Вирджили университета, а также сотрудники группы Crever.Авторы благодарят Facepe/Cnpq на финансовую поддержку научно-исследовательского проекта APQ-0151-3.05/14.

    Ссылки

    Абдулла, Г. Ф., Саман, В., Уэйли, Д., и Белуско, М. (2016). Оптимизация автономного абсорбционного чиллера, работающего на солнечном тепле, для типичных австралийских домов. Energy Procedia, 91(1), 692-701. doi 10.1016/j.egypro.2016.06.232

    Альберс, Дж. (2014). Новый абсорбционный чиллер и стратегия управления системой охлаждения с использованием солнечной энергии Федерального агентства по охране окружающей среды Германии.Международный журнал холодильного оборудования, 39(1), 48-56. doi 10.1016/j.ijrefrig.2013.08.015

    Альберс, Дж., и Зиглер, Ф. (2005). Улучшенные стратегии управления для систем охлаждения с использованием солнечной энергии с абсорбционными чиллерами с использованием термосифонного генератора. В Proceedings of the International Solar Air Conditioning, (стр. 1-6). Клостер Банц, GE.

    Альберс, Дж., Нурзия, Г., и Циглер, Ф. (2010). Моделирование и экспериментальный анализ абсорбционного чиллера, работающего от солнечной энергии, с частично смоченным испарителем.Журнал солнечной энергетики, 132 (1), 11-16. DOI 10.1115/ES2008-54102

    Альберт, К., Маршалл, Х., и Боте, Д. (2014). Прямое численное моделирование межфазного массопереноса в стекающие пленки. Международный журнал тепло- и массообмена, 69(1), 343-357. doi 10.1016/j.ijheatmasstransfer.2013.10.025

    Ангрисани Г., Канелли М., Роселли К., Руссо А., Сассо А. и Тариелло Ф. (2011). Маломасштабная полигенерационная система, основанная на компрессионно-абсорбционном тепловом насосе.Прикладная теплотехника, 114 (1), 1393-1402. doi 10.1016/j.applthermaleng.2016.10.048

    Бахтиари Б., Фрадеттель Л., Легро Р. и Пэрис Дж. (2011). Модель для анализа и проектирования абсорбционных тепловых насосов h3O–LiBr. Преобразование энергии и управление, 52 (1), 1439-1448. doi 10.1016/j.enconman.2010.09.037

    Чен, X., Гонг, Г., Ван, З., Ло, Л., и Ван, Дж. (2015). Анализ производительности жилой микро-ТЭЦ на основе PEMFC мощностью 5 кВт с абсорбционным чиллером. Международный журнал водородной энергетики, 40(33), 10647-10657.doi 10.1016/j.ijhydene.2015.06.139

    Даги Р. и Шафиян А. (2016). Исследование рекуперации тепла дизелей подводных лодок для комбинированных систем охлаждения, обогрева и энергоснабжения. Преобразование энергии и управление, 108(1), 50-59. doi 10.1016/j.enconman.2015.11.004

    ЭкоФренд (2016 г.). Кондиционер Rotartica на солнечной энергии. Получено с http://www.ecofriend.com/rotartica-s-solar-powered-air-conditioning.html

    Эвола Г., Ле Пьер Н., Будехенн Ф.и Папийон, П. (2013). Предложение и проверка модели для динамического моделирования одноступенчатого абсорбционного охладителя LiBr/вода с использованием солнечной энергии. Международный журнал холодильников, 36(1), 1015-1028. doi 10.1016/j.ijrefrig.2012.10.013

    Гилкрист, К., Лортон, Р., и Грин, Р. Дж. (2002). Интенсификация процесса применительно к вращающемуся абсорбционному охладителю на водном LiBr с отводом сухого тепла. Прикладная теплотехника, 22(1), 847-854. DOI 10.1016/S1359-4311(01)00123-5

    Гутьеррес-Уруэта, Г., Родригес П., Зиглер Ф., Лекуона А. и Родригес-Идальго М. К. (2012). Распространение характеристического уравнения на абсорбционные чиллеры с адиабатическими абсорберами. Международный журнал холодильного оборудования, 35(1), 709-718. doi 10.1016/j.ijrefrig.2011.10.010

    Хелм, М., Хагель, К., Пфеффер, В., Хиблер, С., и Швайглер, К. (2014). Солнечная система отопления и охлаждения с абсорбционным чиллером и аккумулированием скрытого тепла — Краткое изложение исследовательского проекта. Energy Procedia, 48(1), 837-849. дои 10.1016/j.egypro.2014.02.097

    Ифаи, П., Рашиди, Дж., и Ю, К. (2016a). Термоэкономический и экологический анализ комбинированной паросиловой установки с низким потреблением воды и холодильных установок – Часть 1: Энергетическое и экономическое моделирование и анализ. Преобразование энергии и управление, 123(1), 610-624. doi 10.1016/j.enconman.2016.06.036

    Ифаи, П., Рашиди, Дж., и Ю, К. (2016b). Термоэкономический и экологический анализ комбинированной паросиловой установки с низким потреблением воды и холодильных установок. Часть 2: Термоэкономический и экологический анализ.Преобразование энергии и управление, 123(1), 625-642. doi 10.1016/j.enconman.2016.06.030

    Искьердо, М., Лизарте, Р., Маркос, Х.Д., и Гутьеррес, Г. (2008). Кондиционирование воздуха с использованием одноступенчатого абсорбционного чиллера с воздушным охлаждением на основе бромистого лития: результаты испытаний, проведенных в Мадриде в августе 2005 г. Applied Thermal Engineering, 28(1), 1074-1081. doi 10.1016/j.applthermaleng.2007.06.009

    Ким Д.С. и Инфанте Ф.К.А. (2006). Уравнение энергии Гиббса для водных растворов LiBr.Международный журнал холодильников, 29(1), 36-46. doi 10.1016/j.ijrefrig.2005.05.006

    Коленбах, П., и Зиглер, Ф. (2008a). Динамическая имитационная модель работы абсорбционного охладителя в переходном режиме. Часть I: Модель. Международный журнал холодильников, 31(1) 217-225. doi 10.1016/j.ijrefrig.2007.06.009

    Коленбах, П., и Циглер, Ф. (2008b). Динамическая имитационная модель работы абсорбционного охладителя в переходном режиме. Часть II: Численные результаты и экспериментальная проверка.Международный журнал холодильников, 31(1), 226-233. doi 10.1016/j.ijrefrig.2007.06.010

    Кюн, А., (2013). Тепловые насосы с тепловым приводом для отопления и охлаждения. Берлин, GE: TU Berlin Publishing.

    Марк, О., Синама, Ф., Прене, Дж., Лукас, Ф., и Кастен-Ласвиньоттс, Дж. (2015). Элементы динамического моделирования и экспериментальной проверки однокорпусного абсорбционного чиллера LiBr/h3O мощностью 30 кВт для использования на солнечной энергии. Прикладная теплотехника, 90(1), 980-993. doi 10.1016/j.applthermaleng.2015.07.067

    Мартинес, Дж. К., Мартинес, П. Дж., и Бухедо, Л. А. (2016). Разработка и экспериментальная проверка имитационной модели для воспроизведения характеристик водопоглощающего чиллера LiBr мощностью 17,6 кВт. Возобновляемая энергия, 86(1), 473-482. doi 10.1016/j.renene.2015.08.049

    Монне, К., Алонсо, С., Паласин, Ф., и Серра, Ф. (2011). Мониторинг и моделирование существующей абсорбционной системы охлаждения на солнечной энергии в Сарагосе (Испания). Прикладная теплотехника, 31(1), 28-35.doi 10.1016/j.applthermaleng.2010.08.002

    Монне, К., Алонсо, С., Паласин, Ф., и Гуаллар, Дж. (2011). Стационарный анализ солнечной абсорбционной холодильной системы LiBr e h3O. Международный журнал холодильников, 34(2), 518-526. doi 10.1016/j.ijrefrig.2010.11.009

    Морено-Кинтанар, Г., Ривера, В., и Бест, Р. (2012). Сравнение экспериментальной оценки солнечной системы периодического охлаждения для производства льда, работающей на смесях Nh4/LiNO3 и Nh4/LiNO3/h3O.Возобновляемая энергия, 38(1), 62-68. doi 10.1016/j.renene.2011.07.009

    Мьят А., Ту К., Ким Ю. Д., Чакраборти А., Чун В. Г. и Чун К. Н. (2011). Анализ второго закона и минимизация образования энтропии абсорбционного чиллера. Прикладная теплотехника, 31(1), 2405-2413. doi 10.1016/j.applthermaleng.2011.04.004

    Очоа, А.А.В., Дутра, Дж.К.С., и Энрикес, Дж.Р.Г. (2014a). Энергетический и эксергетический анализ производительности охладителя с абсорбцией бромистого лития/воды мощностью 10 TR.Revista Técnica de la Facultad de Ingeniería, 37 (5), 38–47.

    Очоа, А.А.В., Дутра, Дж.К.С., Энрикес, Дж.Р.Г., и Рохатги, Дж. (2014b). Энергетическое и эксергетическое исследование абсорбционного чиллера 10RT, интегрированного в систему микрогенерации. Преобразование энергии и управление, 88(1), 545-553. doi 10.1016/j.enconman.2014.08.064

    Очоа, А.А.В., Дутра, Дж.К.С., Энрикес, Дж.Р.Г., и Сантос, К.А.С. (2016). Динамическое исследование одноступенчатого абсорбционного чиллера с использованием пары LiBr/h3O.Преобразование энергии и управление, 108(1), 30-42. doi 10.1016/j.enconman.2015.11.009

    Очоа, А.А.В., Дутра, Дж.К.С., Энрикес, Дж.Р.Г., Сантос, К.А.С., и Рохатги, Дж. (2017a). Влияние общих коэффициентов теплопередачи на динамические характеристики однокорпусного абсорбционного охладителя с использованием пары LiBr/h3O. Преобразование энергии и управление, 136(1), 270-282. doi 10.1016/j.enconman.2017.01.020

    Очоа, А. А. В., Дутра, Дж. К. С., Энрикес, Дж. Р. Г., Сантос, К.AC и Рохатги Дж. (2017b). Технико-экономический и эксэргоэкономический анализ системы микрокогенерации для жилых помещений. Acta Scientiarum. Технология, 38(3), 327-338. DOI 10.4025/actascitechnol.v38i3.28752

    Порумб, Р., Порумб, Б., и Балан, М. (2017). Численное исследование абсорбционного чиллера солнечной энергии с рабочими условиями и характеристиками LiBr-h3O. Energy Procedia, 112(1), 108-117. doi 10.1016/j.egypro.2017.03.1071

    Роджерс, Г. Ф. К., и Мэйхью, Ю.Р. (1992). Термодинамические и транспортные свойства жидкостей: единицы СИ (4-е изд.). Оксфорд, Великобритания: Издательство Blackwell.

    Ширази А., Тейлор Р. А., Уайт С. Д. и Моррисон Г. (2016). Систематическое параметрическое исследование и технико-экономическая оценка одно-, двух- и трехступенчатых абсорбционных чиллеров с солнечной энергией для обогрева и охлаждения. Преобразование энергии и управление, 114(1), 258-277. doi 10.1016/j.enconman.2016.01.070

    Сингх, О.К. (2016). Повышение производительности электростанции с комбинированным циклом, использующей охлаждение входящего воздуха с помощью аммиачно-водяной абсорбционной холодильной системы, работающей на отработанном тепле.Прикладная энергия, 180(1), 867-879. doi 10.1016/j.apenergy.2016.08.042

    Талукдар, К., и Гогой, Т.К. (2016). Исследование рекуперации тепла дизелей подводных лодок для комбинированных систем охлаждения, обогрева и энергоснабжения. Преобразование энергии и управление, 108(1), 468-477. doi 10.1016/j.enconman.2015.11.004

    Техническая страница ROTARTICA, (2008). Получено с http://www.rotartica.com.

    Сюй Ю., Чжан С. и Сяо Ю. (2016). Термодинамический анализ системы тригенерации, состоящей из газовой микротурбины и абсорбционного охладителя двойного действия.Прикладная теплотехника, 107(1), 1183-1191. doi 10.1016/j.applthermaleng.2011.06.016

    Зиглер, Ф., и Альберс, Дж. (2009). Влияние внешних расходов на характеристические уравнения абсорбционных чиллеров. KI Kälte Luft Klimatechnik, 45(1), 18-22.

    Зинет, М., Рульер, Р., и Хабершилл, П. (2012). Численная модель для динамического моделирования рециркуляционного однокорпусного абсорбционного чиллера. Преобразование энергии и управление, 62(1), 51-63. doi 10.1016/j.enconman.2012.04.007

    Примечания

    Информация о лицензии: Это статья в открытом доступе, распространяемая под условия лицензии Creative Commons Attribution License, которая позволяет неограниченное использование, распространение и воспроизведение на любом носителе при условии оригинальная работа правильно цитируется.

    Примечания автора

    [email protected]

    .

    Добавить комментарий

    Ваш адрес email не будет опубликован.

    *