Vaneev

УДК 621.18:658.26
КП
№ госрегистрации 0110U001150
Інв.
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ,
МОЛОДЕЖИ И СПОРТА УКРАИНЫ
СУМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
40007, г. Сумы, ул. Римского-Корсакова, 2, тел. (0542) 33 41 08
факс (0542) 33 40 58
УТВЕРЖДАЮ
Проректор по научной работе
д.ф-м.н., профессор
___________А.Н. Черноус
ОТЧЕТ
по научно-исследовательской работе
"Разработка струйного понижающего термотрансформатора для систем
эффективного теплоснабжения коммунальных хозяйств Украины"
(заключительный)
Начальник НИЧ,
к.ф–м.н.
Д.И. Курбатов
Руководитель НИР,
к.т.н., доцент
С.М. Ванеев
Сумы – 2011
Рукопись закончена
20.12. 2011 года
Результаты работы рассмотрены на научном совете СумГУ
протокол № 4 от 08.12.2011
2
СПИСОК АВТОРОВ
Руководитель НИР
С.М. Ванеев
Ведущий научный сотрудник
(Реферат, введение, разд.
к.т.н., доцент
1,5, выводы)
Старший научный сотрудник
Арсеньев В.М.
к.т.н., профессор
(Реферат, введение, раздел
1, 2, 3, 7, выводы)
Научный сотрудник
М.Г. Прокопов
(Раздел 3, 4, 5)
Младший научный
Е.А. Вертепова
сотрудник
(Раздел 3, 5)
Инженер III кат.
Л.М. Антонова
(Раздел 6, 7)
Лаборант
С.В. Буянов
(Раздел 7)
Лаборант
Д.А. Кобыльченко
(Раздел 6)
Инженер I кат.
М.И. Проценко
(Раздел 2, 3, 4)
Ведущий специалист
С.О. Шарапов
(Раздел 4)
Аспирант
Ю.С. Мерзляков
(Раздел 4)
Техник I кат.
Е.В. Казбан
(Раздел 5, 6)
Инженер конструктор II
А.С. Лобова
категории
(Раздел 5, 6,
ПАО «Сумское НПО им.
М.В.Фрунзе»)
3
РЕФЕРАТ
Отчет по НИР: 212 с., 56 рис., 33 табл., 28 ист.
Объекты исследования – централизованные и умеренно-централизованные
системы теплоснабжения коммунальных хозяйств Украины; рабочий процесс
струйного термокомпрессора в составе понижающего термотрансформатора
для ресурсосберегающего теплоснабжения.
Цель работы – разработка метода численного расчета рабочего процесса,
методик расчета и проектирования энергетического оборудования опытного
образца
струйного
понижающего
термотрансформатора
для
систем
эффективного теплоснабжения.
Методы исследования – теоретические методы (термодинамический
анализ, теплофизическое и математическое моделирование), вычислительный
эксперимент.
На основе проведенного термодинамического анализа разработан новый
комбинированный цикл понижающего термотрансформатора, обеспечивающий
эффективное преобразование подводимой энергии (преимущественно в форме
тепла топлива) в поток теплоносителя системы теплоснабжения с необходимым
температурным уровнем (50…90оС).
Принципиальное отличие рассматриваемого термотрансформатора от
парокомпрессорных тепловых насосов состоит в замене механического
компрессора на струйный термокомпрессорный модуль (СТК-модуль).
Рабочий процесс в СТК-модуле реализуется путем использования в
качестве активной среды струйного компрессора вскипающей при истечении
недогретую до насыщения жидкую фазу холодильного агента. Инжекция пара
из испарителя обеспечивается за счет сформированной в выходном сечении
сопла активного потока струи мелкодисперсной парокапельной структуры.
Подготовлена и апробирована программа численного исследования
рабочего процесса понижающего термотрансформатора, на базе которой
проведены многовариантные расчеты.
4
На основе расчетных исследований установлена область достижимых
показателей предлагаемой системы теплоснабжения; определена область
исходных режимных параметров, соответствующая максимальным значениям
коэффициента преобразования и эксергетической эффективности; получены
сравнительные
показатели
основных
параметров
исследуемого
термотрансформатора на различных рабочих веществах в диапазоне режимов
работы в качестве теплового насоса или холодильной машины.
Выполнено эскизное проектирование основного оборудования опытнопромышленного образца термотрансформатора: жидкостно-парового струйного
компрессора,
конденсатора,
переохладителя
конденсата,
испарителя,
сепаратора, подогревателя фреона, водонагревательного котла.
Составлены методики расчета режимных и энергетических характеристик
понижающего
термотрансформатора
в
режиме
теплового
насоса
с
использованием естественных источников теплоты для систем отопления и
горячего водоснабжения.
Результаты работы можно использовать в разных отраслях экономики и
общества: в теплоэнергетике и промышленной теплотехнике, в коммунальном
хозяйстве и т.д.
РАБОЧИЙ
ПРОЦЕСС,
СТРУЙНЫЙ
ТЕРМОКОМПРЕССОР,
ПОНИЖАЮЩИЙ ТЕРМОТРАНСФОРМАТОР, ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОСТЬ,
ТЕПЛОНАСОСНЫЙ РЕЖИМ
5
СОДЕРЖАНИЕ
С.
Перечень обозначений …………………………………………………………..…8
Введение………………………………………………………………………….....13
1 Тепловая схема и термодинамический анализ цикла
струйного понижающего термотрансформатора……………………..……….....16
1.1 Способы энергосберегающего теплоснабжения………………….….....16
1.2 Принцип действия струйного понижающего термотрансформатора ..19
1.3
Анализ
эффективности
струйного
понижающего
термотрансформатора……………………………………………………………...22
2 Моделирование рабочего процесса и установление рациональных
параметров модуля струйного термокомпрессора (СТК)………………….……25
2.1 Описание термодинамической модели …………………………………25
2.2 Рациональные параметры модуля СТК …………………………………30
2.3 Кризисные характеристики процесса истечения
вскипающего потока холодильного агента…………………………………….....31
2.3.1 Структура активного потока жидкостно–парового струйного
компрессора………………………………………………………………………...31
2.3.2 Метастабильность рабочей среды……………………………..…32
2.3.3 Предельная скорость конденсированной фазы
в канале сопла активного потока……………………………………………….....36
2.3.4 Критическая скорость…………………………………………...…39
3 Численный анализ и выбор рабочего вещества циркуляционного
контура термотрансформатора………………………………………………….…43
3.1 Критерии энергоэффективности …………………………………….….43
3.2 Расчеты энергоэффективности термотрансформатора…………………44
3.3 Сравнительный анализ……………………………………………………46
3.4
Расчеты
термотрансформатора
в
режиме
холодильной
машины……………………………………………………………...………….…...48
4 Методика расчета параметров рабочего процесса
6
термотрансформатора……………………………………………………...…..….52
4.1 Алгоритм расчета………………………………………………………....52
4.2 Программный комплекс…………………………………………...……...58
4.3 Показатели комбинированного цикла ………………………………....59
5 Расчет элементов термотрансформатора……………………………………….64
5.1 Определение расходов через понижающий термотрансформатор….....64
5.2 Подбор насоса……………………………………………………………..66
5.3 Струйный термокомпрессор. Принцип действия
и основные геометрические размеры……………………………………………..67
5.4 Основные теплофизические свойства фреона R-142…………………...72
5.5 Расчет конденсатора……………………………………………………....75
5.5.1 Описание конструкции………………………………………….…75
5.5.2 Конструктивный и тепловой расчет…………………………….....77
5.5.3 Поверочный расчет конденсатора……………………………...….85
5.5.4 Гидромеханический расчет конденсатора………………………...86
5.6 Расчет переохладителя конденсата……………………………………....88
5.6.1 Конструктивный и тепловой расчет……………………………....88
5.6.2 Поверочный расчет переохладителя конденсата…………………95
5.6.3 Гидромеханический расчет переохладителя…………………..…96
5.7 Расчет сепаратора…………………………………………………………98
5.7.1 Описание конструкции…………………………………………..…98
5.7.2 Расчет геометрических параметров сепаратора……………...…100
5.8 Расчет испарителя………………………………………………….........105
5.8.1 Описание конструкции………………………………………..…105
5.8.2 Конструктивный и тепловой расчет……………………….……106
5.8.3 Поверочный расчет испарителя…………………………………115
5.8.4 Гидромеханический расчет испарителя…………………………116
5.9 Расчет подогревателя фреона……………………………………...…....119
5.9.1 Конструктивный и тепловой расчет…………………………..…119
5.9.2 Поверочный расчет подогревателя жидкого фреона………..…126
5.9.3 Гидромеханический расчет подогревателя…………………….127
7
5.10 Расчет водогрейного котла………………………………………..….129
6 Экономическая часть……………………………………………………..….…132
6.1 Расчет экономических показателей конденсатора……………….……132
6.1.1 Расчет производственной и полной себестоимости………..……132
6.1.2 Определение оптовой цены…………………………………….…136
6.1.3 Расчет капитальных расходов потребителя…….……………..…137
6.1.4 Расчет годовых эксплуатационных расходов потребителя….…139
6.2 Расчет экономических показателей сепаратора……………………..…140
6.3 Расчет экономических показателей компрессора…………………..…143
6.4 Расчет экономических показателей испарителя……………………….146
6.5 Расчет показателей экономической
эффективности термотрансформатора…………………………………………..149
7 Моделирование режимных и энергетических характеристик
термотрансформатора…………………………………………………………….157
7.1 Выбор схемных решений…………………………………………….….157
7.2 Режимные характеристики термотрансформатора……………………162
7.3 Режимные характеристики контура утилизируемой среды………….168
7.3.1 Контур рассольной жидкости………………………………….…168
7.3.2 Контур грунтовой воды……………………………………..……170
7.3.3 Контур атмосферного воздуха……………………………………170
7.4 Режимные параметры греющего контура...............................................172
7.5 Моделирование показателей энергоэффективности…………………..174
7.5.1 Расчетные схемы……………………………………………….…173
7.5.2 Эксергетическая эффективность системы……………….………176
7.5.3 Коэффициент преобразования……………………………………181
7.5.4 Экономическая оценка энергоэффективности………………..…183
Выводы………………………………………………………………………….....187
Список литературы………………………………………………………………..190
Приложение А. Текст программы «Понижающий термотрансформатор».......192
Приложение Б. Результаты расчета термотрансформатора................................208
8
ПЕРЕЧЕНЬ ОСНОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ, СИМВОЛОВ, ЕДИНИЦ,
СОКРАЩЕНИЙ И ТЕРМИНОВ
А – коэффициент потока смешения;
а – средний диаметр капель, м;
a – критическая скорость, м/с;
В – коэффициент потока смешения;
âÏ – константа парообразования;
С – эксергетическая стоимость,
ãðí
;
÷àñ
с – теплоемкость, Äæ /  êã  Ê  ; цена единицы эксергии (теплоты),
ãðí / êÂò .÷,  ãðí / Ãêàë  ;
d – диаметр, м; коэффициент;
Е – поток эксергии, Вт;
е – удельная эксергия, Дж/кг;
F – площадь сечения, теплообмена, м2;
f– относительная площадь сечения;
G  массовый расход, кг/с;
q – ускорение силы тяжести, м/с2;
Н – высота, м; полная энтальпия, Дж;
h – удельная энтальпия, Дж/кг;
і – удельный реактивный импульс, Па;
к – показатель адиабаты, коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 К);
L – глубина, длина, м;
l – длина, м; удельная работа, Дж/кг;
M – мольная масса, моль; число Маха;
m – массовый расход, кг/с;
N – количество элементов (единиц); мощность, Вт;
Nu – критерий Нуссельта;
n – число труб (рядов, зондов); константа распределения; показатель
9
политропы;
р – статическое давление, Па;
Q, Q  теплота, Дж; тепловой поток, Вт;
q – удельный тепловой поток, Вт/м (Вт/м2); удельная теплота, Дж/кг;
R – газовая постоянная, Äæ /  êã  Ê  , радиус парового пузыря, м;
Re – критерий Рейнольдса;
r – теплота парообразования, Дж/кг;
s – удельная энтропия, Äæ /  êã  Ê  ;
T, t – температура, К, оС;
u – коэффициент инжекции;
V  объемный расход, м3/с;
v – удельный объем среды, м3/кг;
w – средняя скорость течения, м/с;
х – массовое паросодержание;
z – продольная координата; м;
  коэффициент теплоотдачи; Âò / ( ì 2  Ê ) ;
 ê – угол конуса канала сопла, о;
  объемное паросодержание;
 –относительная скорость;
  шероховатость поверхности, мм;
  относительный объем капель; толщина стенки, м;
  относительное давление; эксергетическая эффективность;
 –коэффициент гидравлического сопротивления;
  коэффициент полезного действия;
  температурный напор, К;
  коэффициент теплопроводности, Âò / ( ì  Ê ) ; коэффициент трения;
  коэффициент расхода; динамическая вязкость, Ï à  ñ ;
  коэффициент метастабильности; кинематическая вязкость, м2/с;
  плотность, кг/м3;
10
  сумма;
 – поверхностное натяжение; Па/м;
  время;
  коэффициент скорости;
 q  коэффициент преобразования;
 4  коэффициент перепроизводства пара;
ц – цена, тариф, грн/ед (энергии, масс, объема).
Нижние индексы
а – выходной срез канала, воздух;
D – деструкция;
F – топливо;
f – жидкость;
e – эффективный, эксергетический;
ee – эксергоэкономический;
q – газ;
i – индикаторный;
L – потери;
l – линейный;
P – продукт;
q – тепловой;
Q – теплота;
v – объемный;
V –объем;
Z – зонд;
  общий;
о – параметры торможения;
  – критическое сечение (параметр);
s – изоэнтропное течение;
11
n– пар;
ж – жидкость;
ос – окружающая среда;
у – утилизируемая среда;
дв –двигатель;
мех –механический;
ТОП – топливо;
ГАЗ – газ;
КМ – компрессор;
ВТ – вентилятор;
ПС – продукты сгорания;
НР (НЦ, НС) – насос рассольный (циркуляционный, сетевой);
вн – внутренний;
тр– трение;
изб – избыточный;
эл – электрический;
х – холодный;
г – горячий.
Сокращенные названия
ЖПСК – жидкостно – паровый струйный компрессор;
ГТТ – гибридный (понижающий) термотрансформатор;
ВК – водогрейный котел;
КУ – котельная установка;
ТН – тепловой насос;
ПКТН – парокомпрессорный тепловой насос;
ТНУ – теплонасосная установка;
ВН – водонагреватель;
ОП – отапливаемое помещение;
ПЭР – первичный энергоресурс (ископаемое топливо);
12
ТЭС – теплоелектростанция;
ТЭЦ – теплоелектроцентраль;
СОР – коэффициент преобразования;
СТК – струйная термокомпрессия.
13
ВВЕДЕНИЕ
Тема энергосбережения для Украины всегда была актуальной, так как
собственными энергетическими ресурсами страна обеспечена менее чем на
50%. А сегодня, после существенного повышения Россией цен на природный
газ, эта тема стала ещё и модной. Поэтому энергосбережение и экологическая
чистота
теплоснабжения
объектов
коммунальных
и
промышленных
предприятий являются важнейшими проблемами современной экономики.
Относительная
дешевизна
и
доступность
высококалорийных
углеводородных топлив (в первую очередь природного газа) за последние
десятилетия привели к массовому сжиганию их в топках котельных агрегатов с
целью производства низкопотенциального тепла (в Украине около 70% общего
потребления). В условиях разрастающегося энергетического кризиса и
непрерывного роста цен на топливо реализация такого энергозатратного
теплоснабжения является крайне нерациональным и расточительным способом
использования ценных энергоресурсов, что расценивается в настоящее время
как «признак технической отсталости » 1 .
С позиции законов термодинамики, основная задача теплоснабжения,
например, отопления, заключается в компенсации необратимых потерь тепла
через изолирующие поверхности в окружающую среду путем подвода
необходимого теплового потока Q (Вт), состоящего из смеси эксергии Eq
(превратимая энергия) и анергии Aq (энергия теплоносителя при температуре
равной температуре окружающей среды To.c и поэтому не являющаяся
эксергией):
Q  Eq  Aq .
При этом, в зависимости от методов формирования требуемого количества
анергии Aq , существует несколько принципиально различных возможностей
создания греющего теплового потока Q.
Широко применяемый в настоящее время традиционный способ
14
заключается в том, что берут поток чистой эксергии E1 (например,
химическую энергию топлива, электрическую, механическую или энергию
какого-либо физического поля) и создают из него греющий тепловой поток:
E1
Q1. Таким образом, необходимая для нагрева анергия Aq , имеющаяся в
наличии в неограниченном количестве (энергия окружающей среды), в данном
случае
«производится» из первичной
ценной
эксергии
энергозатратным
устройствам
относятся
электронагреватели,
гидравлические
теплогенераторы
E1. К таким
водогрейные
и
многие
котлы,
другие
теплотехнологические системы.
Так как необходимая для нагрева теплоносителя отопления эксергия Eq
составляет
обычно
лишь
малую
часть
потока
Q,
то
степень
энергоэффективности таких систем крайне низкая


e   Eq E1   q  1  To.c T1  ,
где  q – коэффициент теплоиспользования (т. н. энергетический к.п.д.
котельного агрегата, учитывающий только прямые потери при передаче
энергии E1 в форме тепла: «излучение» от корпуса, потери с выхлопными
газами, химический и механический недожог и т.д.);
T1 – средняя температура теплоносителя (нагреваемого потока) в
процессе передачи энергии.
Данная расчетная зависимость не учитывает (обычно принимаемое условие
в современной теплоэнергетике) незначительное различие между удельной
эксергией eT и теплотворной способностью qн топлива.
Согласно зависимости, например, при нагреве оборотной воды отопления
от 30 до 70oC и характерных значениях определяющих параметров
 q = 0,8…0,9 и To.c = 263…273K степень энергоэффективности теплоснабжения
 e = 0,12…0,15. Следовательно, в данном случае около 90% подводимой
энергии топлива E1, ï î  ñóòè , выбрасывается в окружающую среду.
15
С позиции экономической целесообразности, традиционный способ
может быть «оправдан» только лишь низкой стоимостью топлива и простотой
конструкции водогрейных котлов.
Практическое решение проблемы может быть достигнуто в результате
разработки перспективных методов термотрансформации низкопотенциального
тепла и создания на их основе энергоэффективных систем теплоснабжения [2].
В работе предложен новый комбинированный цикл понижающего
термотрансформатора, который обеспечивает эффективное преобразование
подведенной энергии в поток теплоносителя системы теплоснабжения с
необходимым температурным уровнем (50…90 0С). Разработка эффективной
струйной термокомпрессорной установки для энергосберегающих систем
отопления требует оценки влияния различных факторов на энергоэффективные
показатели, что позволит перейти к оптимальному проектированию.
В связи с этим, поставлены следующие основные задачи исследования:
– термодинамическая оптимизация комбинированного цикла и выбор
рабочих параметров;
– выбор жидкости циркуляционного контура термокомпрессорного
модуля;
–
разработка
тепловой
схемы
струйного
понижающего
термотрансформатора системы теплоснабжения;
– разработка практических методик расчета показателей и характеристик
энергетического оборудования понижающего термотрансформатора;
– подготовка технико-экономического обоснования целесообразности
внедрения понижающего термотрансформатора в систему коммунального
теплоснабжения.
16
1 ТЕПЛОВАЯ СХЕМА И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ
ЦИКЛА СТРУЙНОГО ПОНИЖАЮЩЕГО ТЕРМОТРАНСФОРМАТОРА
1.1 Способы энергосберегающего теплоснабжения
1. Основанный на реализации прямых циклов, способ «вертикальной»
когенерации представляет совместное производство нескольких различных
потоков энергии (чаще всего электроэнергии и низкопотенциального тепла,
например, в ТЕЦ) при условии подвода энергии топлива E1 только к верхнему
высокотемпературному
циклу
[3].
Следовательно,
необходимая
для
теплоснабжения анергия Aq здесь формируется на стадии подвода энергии E1 в
парогенераторе и передается с потоком бросового тепла Q прямого цикла. За
счет
повышения
температуры
T1
верхнего
цикла,
в
существующих
когенерационных энергоустановках значительно увеличена, по сравнению с
традиционным котельным отоплением, общая степень энергоэффективности:
обычно до 30…40% и выше. Основной недостаток, обусловленный потерями
тепла
при
расширением
транспортировке
от
децентрализации
крупных
–
энергоблоков,
применением
устраняется
малых
локальных
когенерационных систем энергоснабжения. Следует отметить, что реализация
принципа струйной термокомпрессии в малой паротурбинной энергоустановке
(мини-ТЭЦ) c новым компрессорным циклом преобразования энергии
 4
позволяет существенно снизить потери в процессе подвода энергии топлива E1,
доминирующие в традиционных паротурбинных установках.
2.
Основанный
на
реализации
обратных
циклов,
второй
энергоэффективный способ предполагает формирование греющего теплового
потока Q из минимального количества необходимой эксергии E1  Eq  E1
( E1 – потери за счет необратимости цикла) и анергии Aq , отбираемой из
окружающей среды без дополнительных затрат. Этот способ реализуется в
повышающем термотрансформаторе (т.н. тепловом насосе)
5 .
Основным
17
недостатком тепловых насосов является относительно низкая экономическая
эффективность из-за необходимости использования для привода, например, в
наиболее распространенных парокомпрессорных установках, механической
(или
электрической)
энергии.
Технико-экономическое
обоснование,
проводимое при сопоставлении традиционного котельного теплоснабжения с
теплонасосным,
показывает,
что
из-за
существенной
разницы
между
стоимостью электроэнергии и топлива (обычно природного газа или угля)
намного более высокая энергетическая эффективность тепловых насосов не
покрывает эксплуатационные затраты по электроэнергии и, тем более, 
капитальные затраты на создание теплонасосных систем.
3. Указанная проблема в значительной степени устраняется в т.н.
понижающих термотрансформаторах, в которых сочетается совместная
реализация
прямого
и
обратного
циклов
(комбинированный
способ
теплоснабжения). По конечному термодинамическому эффекту в данном
случае становится возможным получение большего количества греющего
низкопотенциального тепла Q при подводе значительно меньшего количества
энергии E1 также в форме тепла (например, тепла Q1 сжигаемого топлива) к
прямому циклу (рис. 1.1). Здесь механическая работа L1 прямого цикла I
используется в обратном цикле II теплового насоса для трансформации анергии
Aq из окружающей среды. Вместе с бросовой теплотой прямого цикла Q 
трансформируемая теплота Q обратного цикла формируют греющий тепловой
поток Q  Q  Q (площадь под кривой процесса (н-к), подводимый к
теплоносителю системы отопления с необходимым уровнем эксергии Eq
(заштрихованная площадь на рис. 1.1).
Величина коэффициента преобразования ( Q Q1 ) комбинированного цикла
понижающего термотрансформатора, с учетом потерь тепла при передаче
подводимой энергии E1, определяется значениями внутреннего к.п.д. i
прямого и холодильного коэффициента  x обратного циклов.
 q  q  1  i   x  .
(1.1)
Коэффициент преобразования  q всегда больше единицы (например, при
18
характерных значениях определяющих параметров q =0,9, i =0,4, x = 3,5
величина  q = 2,2).
Рисунок 1.1 – Принципиальное представление комбинированного цикла
понижающего термотрансформатора в тепловой диаграмме состояния
Использование отдельных энергоустановок (теплового двигателя и
теплового насоса) для создания понижающего термотрансформатора требует
сравнительно высоких капитальных затрат и продолжительных сроков
окупаемости. В связи с этим, особый интерес представляют установки,
которые, по-сути, объединяют в одном агрегате тепловую и холодильную
машины:
абсорбционные
(термохимические)
и
пароэжекторные
термотрансформаторы. В существующих абсорбционных бромистолитиевых
установках достигнуты умеренные значения коэффициента преобразования
 q =1,5-1,7
 6 .
Возможность
же
применения
эжекторных
установок,
работающих в качестве понижающего трансформатора, в настоящее время не
обсуждается в связи с их крайне низкой энергетической эффективностью.
Энергоэффективность понижающего термотрансформатора может быть
существенно
повышена,
как
следует
из
зависимости
(1.1),
за
счет
19
совершенствования процесса преобразования подводимой энергии E1 и,
соответственно, увеличения к.п.д. ηi прямого цикла.
1.2 Принцип действия струйного понижающего термотрансформатора
В рассматриваемой установке (рис. 1.2) комбинирование прямого и
обратного
циклов
обеспечивается
применением
струйного
термокомпрессорного модуля (СТК), в циркуляционном контуре которого
реализуется
правосторонний
цикл
(к-с-н-п-к)
преобразования
энергии.
Обратный парокомпрессорный цикл (01-03-04-02-01) термотрансформатора
сочетается с прямым в процессе сжатия пара (02-01) в струйном компрессоре.
Рабочий процесс СТК предполагает использование в качестве активной
среды вскипающую при истечении недогретую до насыщения жидкость  2  : в
выходном
сечении
активного
сопла
компрессора
(к)
формируется
сверхзвуковая струя мелкодисперсной парокапельной структуры с высоким
объемным
паросодержанием
(α  1)
7 .
Эта
струя
инжектирует
перекачиваемый пар из испарителя ИС. Сжатый в струйном компрессоре
влажный пар разделяется в сепараторе (с) на два потока: сухой насыщенный
пар подается в конденсатор теплоснабжения КД, а насыщенная жидкость
отбирается насосом (н) в циркуляционный контур и после нагрева в
подогревателе (п) нагнетается в компрессор для формирования рабочей струи.
В охладителе конденсата ОК (рис. 1.3) происходит охлаждение жидкого
хладагента
ниже
температуры
конденсации
(переохлаждение).
При
конденсации и последующем охлаждении пар отдает свое тепло воде,
циркулирующей в отопительной системе. Нагретая жидкость поступает по
трубам к отопительным батареям, которые и нагревают воздух внутри
помещений. Движение воды в отопительном контуре осуществляется с
помощью циркуляционного насоса Н1.
20
Рисунок 1.2 – Тепловая схема и цикл понижающего термотрансформатора на
базе струйного термокомпрессора:
КД – конденсатор теплоснабжения; ДВ – дроссельный вентиль;
ИС – испаритель; СТК – струйный термокомпрессорный модуль (с, н, n, к –
сепаратор жидкой фазы, циркуляционный насос, подогреватель жидкости,
струйный жидкостно-паровой компрессор)
Рисунок 1.3 – Принципиальная тепловая схема термотрансформатора
21
Образовавшийся охлажденный конденсат рабочего тела направляется на
дроссельный вентиль, где дросселируется с понижением давления от p03 до p04.
После дроссельного вентиля влажный пар поступает в промсосуд для
разделения на сухой насыщенный пар и жидкость. Жидкое рабочее тело
поступает в испаритель. За счет теплоты источника с низкой температурой
(сточных вод) в испарителе происходит процесс парообразования фреона.
Полученный пар смешивается с отделенным в промсосуде и направляется в
компрессор.
Назначением водогрейного котла ВК является производство горячей воды,
для нагрева жидкого R-142. В котле химическая энергия топлива при его
сжигании в виде теплоты передается воде, циркуляция которой в контуре
подогреватель-водогрейный котел осуществляется применением насоса Н3.
Вытяжка продуктов сгорания осуществляются вентилятором В1. Часть
вышедших газов поступает обратно в камеру сгорания, а часть – в
регенеративный теплообменник РТ, где подаваемый вентилятором В2 воздух
нагревается.
Трубопроводы установки снабжены запорной арматурой для перекрытия
трубопроводов (шаровые краны), запорно-невозвратной – для пропуска среды в
одном
направлении
и
запирания
в
обратном
(обратные
клапаны),
предохранительной – для сброса избытка давления (предохранительные
клапаны).
Во время нормальной работы установки вентили В2, В18, В27, В34
закрыты.
Для отключения оборудования (например, при ремонте) предусмотрены
вентили В1, В3-В17, В19-В26, В28-В29, В31-В33. В случае ремонта охладителя
конденсата систему можно не останавливать: необходимо перекрыть вентили
В1, В3, В16, В17 и открыть В2, В18. Аналогично при отключении
регенеративного теплообменника нужно перекрыть вентили В29, В31, В32 и
открыть
вентили
В27,
В34.
Во
всех
остальных
останавливают и оборудование отсекают вентилями.
случаях
установку
22
Возможное некоторое перепроизводство сжатого пара mo   mà  mx  за
счет внутренних диссипативных процессов компенсируется отбором части
жидкости mo   mà  mx  в циркуляционный контур посредством вентиля В14.
Для предотвращения перетечек рабочей среды из области высокого
давления в область низкого давления (например в случае поломки насоса)
предусмотрен обратный клапан КЛ1.
Для автоматического выпуска среды из системы высокого давления в
систему низкого давления, обеспечения безопасной эксплуатации установок и
предотвращения аварий установлен предохранительный клапан КЛ2.
Для заправки установки фреоном предусмотрен вентиль В35, для заправки
контура испаритель-промежуточный теплообменник водой – вентиль В36, для
заправки контура подогреватель-водогрейный котел – вентиль В37.
Таким
образом,
применение
термокомпрессорного
модуля
вместо
традиционного механического компрессора в известном парокомпрессорном
тепловом насосе позволяет реализовать новый комбинированный цикл
понижающего
термотрансформатора
возможность
замены
ценной
струйного
электрической
типа,
обеспечивающий
энергии
на
привод
низкопотенциальной теплотой.
1.3
Анализ
эффективности
струйного
понижающего
термотрансформатора
Следует
отметить,
что
основная
отличительная
особенность
рассматриваемой установки связана с организацией нового способа передачи
энергии E1 в форме тепла Qк и механической мощности Nк к прямому циклу.
Приращение полной энтальпии жидкости в циркуляционном контуре за
счет подвода энергии в форме теплового потока Qк (Вт) и механической
мощности Nк (Вт) насоса расходуется на формирование рабочей струи в
компрессоре (к) с необходимым уровнем кинетической энергии
согласно Ι закону для поточного процесса:
m

 w2 2  ,
23
Qк  Nк   ho  hc  m ,
(1.3)
где ho – энтальпия жидкости на выходе из подогревателя (п), Дж/кг;
hc – энтальпия насыщенной жидкости в сепараторе (с), Дж/кг;
m – производительность циркуляционного насоса (н), кг/с;
w – скорость истечения вскипающей жидкости из активного сопла,
м/с.
Экспериментальными и расчетными исследованиями [8], установлена
область существования режимных и геометрических параметров с максимально
высокими значениями коэффициентов скорости истечения  = 0,96-0,98 и
импульса  i  1,0 (появление режимов с  i 1,0 связано с метастабильностью
истечения вскипающей жидкости). Причем, данные испытаний опытных
образцов СТК на водяном паре свидетельствуют об отсутствии предельных
критических режимов в приемной камере, которые существенно ограничивают
эффективность газо- или пароструйных компрессоров (или эжекторов) из-за
сопутствующих потерь «на удар» 9 . Эта особенность объясняется более
высоким уровнем значений скорости звука a П  в инжектируемом потоке сухого
или маловлажного насыщенного пара по сравнению с величиной скорости
истечения w двухфазного потока в районе нижней пограничной кривой.
Отмеченные
преимущества
рабочего
процесса
струйного
термокомпрессора, возможность осуществления адиабатного процесса сжатия
пара (02-01) вдоль правой пограничной кривой (рис. 1.2) и незначительная
величина работы насоса циркуляционного контура из-за малости удельного
объема
жидкости
( c 10-3м3/кг)
предопределяют
повышенный
уровень
внутреннего к.п.д. i прямого цикла термотрансформатора.
Степень совершенства традиционного способа передачи химической
энергии топлива Е1 путем нагрева рабочего вещества в поточном процессе с
целью повышения только термической эксергии определяется уровнем средней
температуры T1 этого вещества, входящей в т.н. фактор Карно. Именно этот
24
факт,
как
уже
отмечалось
при
анализе
традиционного
способа
теплоснабжения, обусловливает высокий уровень потерь и перерасход
подводимой энергии (топлива) в теплотехнических системах.
Подводимая
энергия
Е1
в
рассматриваемом
термотрансформаторе
затрачивается в СТК на компримирование и восстановление параметров
«отработавшего» пара (состояние (02)) до рабочего состояния (01) (рис. 1.2). В
соответствие с этим, степень совершенства передачи энергии Е1 здесь равна
эффективному к.п.д. СТК, который, как и для любого механического
компрессора,
равен
отношению
приращения
эксергии
сжимаемого
и
перемещаемого газа (пара) к подводимой на привод энергии Е1 :
eCTK 
mx   eo1  eo 2   mo   eo1  eo3 
q1  Qк  m1  N к
,
(1.4)
где e j – удельная эксергия пара в j-ой точке, (Дж/кг);
 m – механический (электрический) к.п.д. насоса циркуляционного
контура.
По данным исследований, представленных в работе  4  , величина к.п.д.
e CTK составляет обычно 0,5-0,8 и в значительно меньшей степени зависит от
уровня температуры рабочей воды в нагревателе.
Следовательно, объединение, по-сути, отдельных процессов сжатия и
подвода
энергии
в
термотрансформаторе,
форме
тепла
приводит
к
в
прямом
качественно
цикле,
новому
реализуемом
в
результату
–
существенному повышению эффективности преобразования энергии. В данном
случае известный фактор Карно уже не является критерием, определяющим
степень совершенства передачи энергии Е1 в цикл.
25
2 МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И УСТАНОВЛЕНИЕ
РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ МОДУЛЯ СТРУЙНОГО
ТЕРМОКОМПРЕССОРА (СТК)
2.1 Описание термодинамической модели
Для
определения
энергетического
параметров
оборудования
тепловой
схемы
понижающего
и
характеристик
термотрансформатора
необходимы сведения об эффективных показателях термодинамического цикла
и
влиянии на них различных определяющих факторов. Для решения этой
задачи разработана термодинамическая модель.
В основу термодинамической модели рабочего процесса положены
следующие положения и допущения:
1. Течение одномерное;
2. В силу высокой интенсивности обменных процессов в турбулентном
потоке кипящей жидкости скольжение фаз в осредненном движении
отсутствует, т.е. wж  wП ;
3. За счет определенной незавершенности парообразования и межфазного
теплообмена поток характеризуется термической метастабильностью, когда
tж  ts  p  ;
4. Уравнение состояния рабочей среды для областей жидкости и сухого
пара используется в табличной форме.
Специфика метода заключается в том, что замыкание системы уравнений
поточного процесса (сохранения массы, количества движения, энергии,
метастабильного состояния квазисплошной среды и производства энтропии) изза невозможности применения для расчета двухфазных течений известной
теории газодинамических функций осуществляется введением дополнительных
соотношений по дисперсности жидкой фазы, кинетике фазовых переходов и
критическим режимам  4  .
В основу термодинамической модели рабочего процесса положены
26
следующие уравнения:
1. Уравнение состояния двухфазной среды, отражающее функциональную
связь
между
основными
термодинамическими
параметрами
состояния
термодинамической системы
  ж  tж   x   П  t П , p   ж  tж   ,
(2.1)
где ж ,  П – удельный объем жидкости и пара соответственно;
x – массовое расходное паросодержание.
2. Уравнение сохранения массы, согласно которому массовый расход
среды во времени постоянен
 w z   F  z  
d
  0,



(2.2)
где w  z  – скорость течения;
F  z  – площадь сечения.
3. Уравнение фазового перехода показывает степень завершенности
фазового перехода
dx    z    v w z   dz ,
(2.3)
где   z  – скорость фазового перехода.
4. Уравнение сохранения полной энтальпии или I закон термодинамики,
согласно которому сумма всех видов энергии является величиной постоянной

d  hæ  tæ   x   hÏ  t Ï , p   hæ  tæ

w2  z  
 
,
2 
(2.4)
где hж  tж  , hП  t П , p  – энтальпия жидкости и пара соответственно.
27
5. Уравнение количества движения (импульсов)
d  m1  w1  z   m2  w2  z    F  z   dp    П  z   dz ,
(2.5)
где П  z  – периметр сечения;
 – касательное напряжение на стенке.
6. Уравнение производства энтропии, согласно которому любые реальные
процессы в природе протекают неравновесно, необратимо, т.е. всегда
сопровождаются диссипацией энергии:


d sж  tж   x   sП  t П , p   sж  tж    0 ,
(2.6)
где sж  tж  , sП  t П , p  – энтропия жидкости и пара соответственно.
Диссипация
энергии
в
турбулентном
потоке
влажного
пара
мелкодисперсной структуры, обусловленная трением в пограничном слое и
термической метастабильностью дискретной
жидкой фазы, учитывается
скоростными коэффициентами проточных частей.
7. Уравнение кинетики фазового перехода для i-той группы капель,
показывающее за счет чего происходит фазовый переход:
  hП  t П , p   hж  tжі    dmi  i    ai2   tж  t П   d ,
(2.7)
где i – коэффициент теплоотдачи;
ai – размер капель жидкости i-той группы;
 – время.
8. Уравнение статистического распределения по размерам капель
жидкости:
28

ai  av  ln 1   i 
,
1
1 2
где av – средний размер капель жидкости;
 i – относительный объем.
Уравнения 2.3, 2.7, 2.8
учитываются в случае
малых размеров
контрольного пространства, когда система не успевает прийти в равновесие.
Анализ критических режимов течения производится на основе зависимости
для расчета скорости звука в двухфазной среде:
a2  kn  p     1 ,
где k n – показатель изоэнтропы пара;
 – объемное расходное паросодержание.

x  Ï tÏ , p 

.
Данные уравнения дополняются зависимостями для расчета геометрии
канала
f  f , z  , касательного напряжения на стенке, коэффициентов и
показателей эффективности.
Основные
коэффициенты
для
струйного
понижающего
термотрансформатора:
1. Относительный вклад механической составляющей в общем балансе
подводимой энергии:
N 
Nк
.
Qк  N к
29
2. Массовый коэффициент инжекции – отношение массового расхода
инжектируемого потока к массовому расходу рабочего потока:
U
mx
.
ma
3. Относительный недогрев:
1   so   1 
Pso
,
Po
где Pso – давление насыщения при температуре жидкости to;
Po – давление жидкости на входе в активное сопло ЖПСК.
Основные
показатели
эффективности
струйного
понижающего
термотрансформатора:
1. Коэффициент преобразования, показывающий во сколько раз больше
тепла установка передает в отопительную систему, чем затрачивается энергия
(см. формулу 1.1);
2. Эффективный к.п.д. СТК, т.е. степень совершенства передачи энергии
(см. формулу 1.4);
3.
Эффективный
термодинамического
к.п.д.
совершенства
термотрансформатора
цикла,
–
характеризующая
степень
степень
обратимости протекающего процесса:
e 
Eq
E1

mГ   eo1  eo3 
q1  Qк  m1  N к
.
(2.8)
30
2.2 Рациональные параметры модуля СТК
По данным испытаний СТК на водяном паре установлены следующие
численные
значения
скоростных
коэффициентов:
активного
сопла
a =0,95…0,98, пассивного (кольцевого) сопла n = 0,93…0,95, камеры
смешения к
= 0,91…0,92, диффузора  D
= 0,87…0,90. В качестве
используемого в термотрансформаторе рабочего вещества принят известный
хладон R-142; выбор рабочего тела не является принципиальным в связи с
близостью термодинамических и термофизических свойств известного перечня
веществ, принимаемых в тепловых насосах, включая современные R-236 fa , R245 fa и др.
Исследуемый диапазон определяющих параметров комбинированного
цикла указан в таблице 2.1. В качестве исходных данных приняты следующие
численные характеристики оборудования:
– внутренний к.п.д. циркуляционного насоса  н = 0,8;
– механический к.п.д. насоса  m = 0,9;
– коэффициент теплоиспользования подогревателя рабочей жидкости
 q = 0,95;
– коэффициенты скорости струйного компрессора a = 0,97 (кроме серии
дополнительных расчетов), n = 0,95; к = 0,92;  D = 0,90.
Таблица 2.1 – Диапазон изменения определяющих факторов
Показатель
Обозначение
Размерность
Численное
значение
2
3
4
1
Рабочие параметры пара в
сепараторе (конденсаторе
теплоснабжения):
– температура
to1 = tc
– давление
po1 = pc
C
50…100
бар
6,9…21,3
o
31
Продолжение таблицы 2.1
1
Перегрев
циркуляционной
жидкости в подогревателе
Давление
нагнетания
циркуляционного насоса
Параметры
кипения
в
испарителе:
– температура
– давление
Температура переохлажденного
конденсата
2
3
ta = toa -tc
C
1…6
бар
17…25
o
poa
4
o
to2
po2
C
бар
o
to3
-35…10
0,3…2,08
C
45
2.3 Кризисные характеристики процесса истечения вскипающего
потока холодильного агента
2.3.1 Структура активного потока
Описание
исследования
структуры
активного
различными
потока
авторами
базируется
процесса
на
результатах
парообразования
в
расширяющихся каналах [10, 11, 12]. Схема течения вскипающей жидкости
активного потока представлена на рисунке 2.1.
Рисунок 2.1 – Схема течения вскипающей жидкости в расширяющемся канале
В соответствии со схемой процесс парообразования начинается в области
минимального сечения (f) на стенке канала, где создаются благоприятные
условия для образования паровых пузырьков (гетерогенная нуклеация на
инициированных центрах). Наличие участка между сечением (so), где
32
достигается давление насыщения p so при температуре жидкости t o , и
сечением (f) начала вскипания обусловлено запаздыванием образования
активных центров в шероховатостях стенки в условиях ускоряющегося течения
при больших градиентах давления и скорости. Следовательно, жидкость в
сечении (f) оказывается метастабильно перегретой и давление
p f  p so .
Сближение сечения (f) к сечению (so) можно реализовать за счет снижения
начального недогрева жидкости до состояния насыщения.
На участке пристенного пузырькового кипения поток имеет кольцевое
строение: в центре движется метастабильно перегретая жидкость, а в тонком
пристенном слое – пузырьковая двухфазная среда мелкодисперсной структуры,
переходящая в пенную.
Для пузырьковой или пенной среды мелкодисперсной структуры
характерны низкие значения скорости звука [7] и поэтому на малом расстоянии
за сечением вскипания (f) поток переходит через первое критическое сечение
(*).
Метастабильное
центральное
ядро
жидкости
исчезает
в
сечении
структурного преобразования (v), и в близи этого сечения в структуре
выделяется второе критическое сечение (**), характеризующее конец участка
(f-v) инверсии потока. В представляемой схеме структуры потока также
вводится сечение окончания дробления конденсированной фазы (с) – сечение
стабилизации и третье критическое сечение (***). На участке (с-а) в канале
формируется струя сверхзвукового потока парокапельной мелкодисперсной
структуры.
2.3.2 Метастабильность рабочей струи
Проявление метастабильности жидкой фазы активного потока состоит в
снижении давления начала парообразования и величины расхода жидкости в
сечении (f) и на участке (f-v) структурного представления на рисунке 2.1.
33
Как показывает анализ экспериментальных данных по исследованию
процесса истечения в расширяющемся канале сопла вскипающей жидкости
(воды) [12], влияние метастабильности во многом зависит от величины
начального
недогрева
жидкости
до
состояния
насыщения,
в
виде
относительной величины, и обозначаемого 1   o 
1    
o
po  p so pнач
,

po
po
(2.9)
где po , pso – давления жидкости в сечениях (o) и (so).
На базе уравнений для вычисления перегревов, реализуемых в процессах
адиабатного истечения вскипающих жидкостей, представленных в [11] для трех
групп хладагентов получены графические зависимости между давлением и
температурой в состояниях, описываемых линией спинодали, рисунки 2.2, 2.3, 2.4.
На этих графиках также нанесены линии кривых упругости, что позволяет
для расчетной температуры определить границу метастабильности в потоке и
возникающее условное сопротивление процессу самовскипания, p м ет
p мет  pso  p f .
(2.10)
Зависимость уравнения (2.10) в зависимости от температуры представлена
на рисунке 2.5.
34
50
45
p=f(Ts)_R22
40
p=f(T)_R22
35
p=f(Ts)_R12
30
p=f(T)_R12
25
p=f(Ts)_R134a
20
p=f(T)_R134a
15
p=f(T)_R142b
10
p=f(T)_R142b
5
0
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90 100 110 120 130 140
Рисунок 2.2 – Кривые упругости и спинодали для группы хладагентов:
R22, R12, R134a, R142b
45
40
35
p=f(Ts)_R404a
30
p=f(T)_R404a
25
p=f(Ts)_R507
20
p=f(T)_R507
15
p=f(Ts)_R407C
10
p=f(T)_R407C
5
0
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
Рисунок 2.3 – Кривые насыщения и спинодали для группы хладагентов
R404а, R507, R407С
120
p=f(Ts)_R717
100
p=f(T)_R717
p=f(Ts)_R290
80
p=f(T)_R290
60
p=f(Ts)_R600
p=f(T)_R600
40
p=f(Ts)_R600a
20
p=f(T)_R600a
0
-10 0
10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160
Рисунок 2.4 – Кривые насыщения и спинодали для группы хладагентов
R717, R290, R600, R600а
35
4,8
4,3
3,8
3,3
2,8
jпр=f(T)
2,3
1,8
jпр=f(T)
1,3
0,8
0,3
-0,2
-60
-10
40
90
140
Рисунок 2.5 – зависимость условного сопротивления процессу
самовскипания от температуры
Для расчета геометрических и кинематических параметров сопла активного
потока вводится показатель метастабильности расхода, как отношение
f 
m f
,
m so
(2.11)
где m f , m so – массовые расходы хладагента в соответствующих сечениях
канала.
В результате преобразований уравнение (2.11) можно представить в виде+
 p  
 f  1  м ет   so ,
p нач   f

(2.12)
где  so , f – удельные объемы жидкости в соответствующих сечениях,
определяемые из условий
 so     ðso   o ;
 f     p f  ðso  p ì åò

36
с использованием таблиц для удельного объема жидкой фазы.
Значения коэффициента метастабильности расхода лежат в диапазоне от 1
до 1,4, что видно из графика на рисунке 2.6.
1,5
1,4
1,3
1,2
jпр=f(T)
1,1
jпр=f(T)
1
0,9
0,8
-60
-10
40
90
140
Рисунок 2.6 – Зависимость коэффициента метастабильности
от температуры
2.3.3 Предельная скорость конденсированной фазы в канале сопла
активного потока
Под предельной скоростью конденсированной фазы,
wпр
рабочего
вещества ЖПСК принимается скорость на участке канала перед фронтом
закипания при df f  0 . Для схемы сопла на рисунке 2.1 эта скорость
достигается в сечении (f). Однако, из-за малой протяженности участка
пристенного кипения, в котором  ж  п  1 величины давления и средней
скорости течения в сечении (f) и (*) практически совпадают: p f  р* , w f  w* .
Таким образом, существование первого критического режима течения
определяет конечную величину начального метастабильного перегрева
жидкости ( p f  p so ) и расходные характеристики расширяющегося канала с
условием w f  wso .
Предельную скорость в первом критическом сечении можно определить,
используя модель спутного течения [10, 13] на участке (so)-(*) для
стационарного изоэнтропного потока. Совместное решение уравнений
неразрывности, энергии и процесса при s  const приводит к выражению
37
2
df

f
 dp 
2
  c  w
dT
 dT 

.
dp
T
2
w  
dT
 2 T  
(2.13)
Откуда кризис течения наступает при соблюдении условия
wпр   
dp T
.

dT c
(2.14)
При использовании уравнения Клапейрона-Клаузиуса уравнение (2.14)
приводится к виду
w 
пр х  0

  r
1
,

     c  T
(2.15)
где  ,  – удельные объемы жидкости и пара при температуре Т;
r
–
удельная
теплота
парообразования
при
рассматриваемой
температуре;
х – массовое расходное паросодержание;
c – изохорная теплоемкость рабочей среды со стороны однофазной
области при сближении с левой пограничной кривой.
Из уравнения (2.15) также может быть определена удельная величина
предельного расхода (массовая скорость потока)
j пр 
wпр
r

.
        c  T
(2.16)
Давление заторможенного потока перед фронтом закипания можно
записать в виде
38
po  p f 
w
2
пр
2   f
,
(2.17)
при допущении  f   so   о .
Используя (2.17) можно установить связь предельной скорости и
начального недогрева активного потока, обеспечивающего достижение wï ð
перед фронтом закипания:
wпр  2  po    1   o пр ,
где 1   o пр 
(2.18)
p нач  p м ет
.
po
На рисунках 2.7, 2.8 представлены значения wпр и jпр в зависимости от
температуры для хладагентов R134a и R142b.
60
50
40
wпр=f(T) R142b
30
wпр=f(T)
20
10
0
-60
-10
40
90
140
Рисунок 2.7 – Зависимость предельной скорости от температуры
39
45000
40000
35000
30000
jпр=f(T)
25000
20000
jпр=f(T)
15000
10000
5000
0
-60
-10
40
90
140
Рисунок 2.8 – Зависимость предельного расхода от температуры
2.3.4 Критическая скорость
Для любого изоэнтропного потока, в том числе и для потока влажного пара
разной
структуры,
которая
формируется
в
процессе
релаксационного
парообразования в канале активного потока для определения критической
скорости при
х  0 можно использовать зависимость (2.14) с учетом
определения изохорной теплоемкости рабочего вещества в двухфазной области
согласно [13]
d2 p
  õ  υ
  υ
   Т 2 .
cυ cυ
dT
(2.19)
После подстановки (2.19) в (2.14) получим

 

wпр   х 

     

r
c  T  х        Т 2 
,
(2.20)
d2p
dT 2
d2p
где производная
, с учетом проявления метастабильности должна
dT 2
быть определена не по кривой упругости, а спинодали рабочей среды.
40
Существует другой подход к определению критической скорости
изоэнтропного двухфазного потока, базирующийся на допущении о равенстве
критической скорости местной адиабатной. В этом случае для первого
критического сечения можно записать
акр2  w2  k  p   ,
(2.21)
где k  – показатель изоэнтропы двухфазного потока.
В свою очередь определение k  производится на основе зависимости для
расчета скорости звука в двухфазной мелкодисперсной однородной среде,
полученной методами термодинамики необратимых процессов [14] в виде
k 
kп
 ,
(2.22)
где k п – показатель изоэнтропы пара при х  1 со стороны двухфазной
области;
  – объемное расходное паросодержание потока в сечении (*).
После некоторых преобразований уравнение (2.21) приводится к более
удобному для расчета виду
2
k п  p     x      
.
а кр 
x      
Для
определения
использованием
kп
уравнения
предлагается
(2.23)
выражение,
Клапейрона-Клаузиуса
[15]
изохорной теплоемкости в двухфазной области согласно [13]
полученное
и
с
зависимостей
41
kï 

r   

2


p  T     
2
1
d2 p
ñ         T  2
dT
(2.24)
.
На рисунке 2.9 представлены графические зависимости k п  f Т  .
1,20
1,15
1,10
1,05
Ряд1
1,00
0,95
kдф=f(Ts)
0,90
0,85
0,80
220
240
260
280
300
320
340
360
380
400
Рисунок 2.9 – Графическая зависимость коэффициента
изоэнтропы пара от температуры
Для определения давления р* получено выражение, которое отражает
влияние начального относительного недогрева
жидкости на установление
этого давления
   1  2   о2 
где   
р*
 f 1   о 

,
 so
k
(2.25)
ро ;
 о – коэффициент расхода сопла активного потока.
Графическое представление уравнения (2.25) приведено на рисунке 2.10.
42
1
0,8
0,6
0,4
e*=f(1-eo)
0,2
0
e*=f(1-eo)
-0,2
-0,4
-0,6
-0,8
0
0,3
0,6
0,9
1,2
Рисунок 2.10 – Зависимость критического отношения давлений
от начального относительного недогрева
43
3 ЧИСЛЕННЫЙ АНАЛИЗ И ВЫБОР РАБОЧЕГО ВЕЩЕСТВА
ЦИРКУЛЯЦИОННОГО КОНТУРА ТЕРМОТРАНСФОРМАТОРА
3.1 Критерии энергоэффективности
Для опредления показателей энергоэффективности термотрансформатора
необходимы сведения об эффективных показателях термодинамического цикла
и влияния на них различных определяющих факторов. Данная задача решается
при помощи программного продукта, в основу которого положен метод расчета
струйного термокомпрессора. В данном методе используется группа уравнений,
описывающих законы термодинамики, а также результаты экспериментальных
исследований опытного образца СТК [16]. На основе этих данных, а также на
базе программного продукта для расчета СТК была разработана методика
расчета
термотрансформатора
на
базе
струйного
термокомпрессора
с
применением веществ HFC – типа. Данный продукт позволяет определять
параметры в характерных точках, а также степень эффективности струйного
термокомпрессорного модуля и самого термотрансформатора. В процессе
численного эксперимента предварительно рассчитывается область возможных
режимов работы компрессора по числу Маха М3 во входном сечении
диффузора и определяется оптимальное значение М3, соответствующее
максимуму коэффициента инжекции [4].
Отличительной особенностью данной установки является принципиально
новый способ подвода энергии к прямому циклу в виде тепла Qê и мощности
Nê .
Степень
совершенства
передачи
подводимой
эффективный КПД СТК, уравнение 1.4.
Степень совершенства термотрансформатора
e 
mã   eo1  eo 2 
ÅÒÎ Ï  N ê / m
.
энергии
представляет
44
3.2 Расчеты энергоэффективности термотрансформатора
Для определения режимных параметров при расчете в качестве исходных
были приняты следующие характеристики оборудования: м = 0,9 –
механический к.п.д. насоса; н = 0,8 – внутренний к.п.д. насоса; q = 0,95 –
коэффициент
теплоиспользования
подогревателя
рабочей
жидкости;
 а = 0,95-0,98 – коэффициент скорости струйного компрессора (по
экспериментальным данным на водяном паре [10]);  к = 0,95 – коэффициент
скорости камеры смешения;  п = 0,95 –коэффициент скорости пассивного
потока сопла.
Диапазон
определяющих
параметров
цикла
термотрансформатора:
t1=60…80С – температура пара в сепараторе (конденсаторе); р1= 6,313…26,324
бар – давление в сепараторе (конденсаторе); tа= 2…4С – перегрев
циркуляционной жидкости в теплообменнике-подогревателе; р0а=15…30 бар –
давление нагнетания насоса; t4=–10…10С – температура кипения в испарителе;
t2= 35…50С – температура переохлажденного конденсата.
Результаты расчета представлены в виде графиков (рисунки 3.1–3.4).
На рисунке 3.1 и 3.2 представлены результаты расчета к.п.д. СТК в
зависимости от температуры в испарителе t4. На рисунке 3.1а представлены
результаты при перегреве в подогревателе tа=2С рабочих веществ R142b,
R600, показатели которых лучше, и R407C, показатели которого хуже, а на
рисунке 3.1б представлены результаты при перегреве в подогревателе tа=4С
рабочих веществ R236fa, R134a и R600а. Из графиков видно, что с увеличением
перегрева î ÑÒÊ уменьшается. Лучшие значения î ÑÒÊ достигаются при большей
температуре перед КД (t1=80С) на рабочих веществах R142b и R600, а с ее
уменьшением падают, R134a, R407C. На рисунке 3.2 представлены результаты
расчетов при tа=2С и t1=60С, где видно характер кривых всех веществ, а
также их значения для сравнения.
45
Рисунок 3.1 – Эффективный к.п.д. СТК:
а – при перегреве tа=2С; б – при перегреве tа=4С
Рисунок 3.2 – Эффективный к.п.д. СТК при перегреве tа=2С и t1=60С
46
Практически аналогичная ситуация наблюдается и для
эффективного к.п.д. термотрансформатора (рисунок 3.3). На данном
рисунке тоже видно, что при большей температуре перед КД показатели
лучше, а для веществ R134a, R407C они хуже. Средние показатели
просматриваются у R236fa.
На рисунке 3.4 представлены результаты расчета коэффициента
преобразования для перегрева tа=2С. Как и на предыдущих графиках
значения  q уменьшаются при увеличении перегрева в подогревателе. Из
графиков видно, что наилучшие значения  q у веществ R142b, R236fa и
н-бутана при температуре перед КД t1=70-80С и перегреве два градуса, где
коэффициент преобразования достигает значения 3 – 3,4. Также можно
отметить, что для R134a, R407C значения  q достигают 2 и выше. Т.е.
можно сделать вывод, что приемлемо использование последних веществ:
хотя их показатели хуже, но они гораздо дешевле по сравнению с рабочими
веществами R142b, R236fa, н-бутаном и изобутаном.
3.3 Сравнительный анализ
Результаты
расчетов
показывают,
что
энергоэффективность
рассматриваемого термотрансформатора существенно зависит от
выбора рабочих температур в конденсаторе и в меньшей степени
зависит от температуры в испарителе и на выходе из подогревателя
(для большинства исследованных рабочих веществ). Для указанных
интервалов температур по всем трем показателям энергоэффективности
наилучшие
результаты
имеют
место
для
н-бутана и R142b.
Коэффициент преобразования по полной цепи энергообмена для
понижающих термотрансформаторов с применением СТК находится в
интервале =2,5…3, что значительно выше, чем рассматриваемые
величины
для
парокомпрессорных
термотрансформаторов.
и
теплоиспользующих
47
Рисунок 3.3 – Эффективный к.п.д. термотрансформатора при перегреве
tа=2С
Рисунок 3.4 – Коэффициент преобразования термотрансформатора при
перегреве tа=2С
48
3.4 Расчеты термотрансформатора в режиме ХМ
В качестве показателя энергоэффективности термотрансформатора в
режиме холодильной машины используется выражение
СОР ТТ   u 
q хм
qa
liн
 пт   м н
,
где u – коэффициент инжекции ЖПСК;
q хм – удельная нагрузка на испаритель;
q a – удельная нагрузка на теплообменник;
liн – удельная работа насоса струйно-компрессорного модуля;
 пт , м н – коэффициент теплоиспользования подогревателя рабочей
жидкости и механический к.п.д. циркуляционного насоса.
В качестве исследуемых веществ были выбраны холодильные агенты
R134a и R22. Выбор данных хладагентов обусловлен тем, что на сегодняшний
день они являются наиболее используемыми в холодильной технике как
отечественных производителей («ОАО» РЕФМА) так и зарубежных (Danfos,
Copeland, Bitzer).
Для определения режимных параметров при расчете в качестве исходных
были приняты следующие характеристики оборудования: м = 0,9 –
механический к.п.д. насоса; н = 0,8 – внутренний к.п.д. насоса; q = 0,95 –
коэффициент теплоиспользования подогревателя рабочей жидкости;
 а = 0,95-0,98 – коэффициент скорости струйного компрессора (по
экспериментальным данным на водяном паре [1]);  к = 0,95 – коэффициент
скорости камеры смешения;  п = 0,95 – коэффициент скорости пассивного
потока сопла.
Диапазон определяющих параметров цикла термотрансформатора:
t1=30…50С – температура пара в сепараторе (конденсаторе, tк); tа=2С –
перегрев циркуляционной жидкости в теплообменнике-подогревателе;
р0а=15…20 бар – давление нагнетания насоса; t4=20…10С –температура
кипения
в
испарителе.
Холодильные
машины
выбирались
с
холодопроизводительностью в интервале 15…30кВт и 50…100кВт.
49
Результаты расчета зависимостей коэффициента преобразования по
полной цепи холодильных машин известных производителей и
термотрансформатора на базе СТК (ТТ с СТК) в зависимости от температуры в
испарителе представлены в виде графиков (рисунки 3.5 – 3.8).
На рисунке 3.5 представлено сравнение холодильных машин
производителей Bitzer и Danfos с холодопроизводительностью Qо=1530 кВт и
термотрансформатора на базе СТК на веществе R134a. Из графика видно, что
показатели коэффициента преобразования ТТ с СТК в определенном интервале
температур лучше выбранных ХМ: при температуре конденсации tк=4050С
это явно видно, а при tк=30С лучшие показатели до температуры в испарителе
t4=14С.
Рисунок 3.5 – Зависимость коэффициента преобразования от температуры
в испарителе при перегреве 2°С, на веществе R134a и
холодопроизводительности Qо=15÷30 кВт
Рисунок 3.6 – Зависимость коэффициента преобразования от температуры
в испарителе при перегреве 2°С, на веществе R134a и
холодопроизводительности Qо=50÷100 кВт
50
На рисунке 3.6 представлено сравнение холодильных машин
производителя Bitzer с холодопроизводительностью Q0=50100 кВт и
термотрансформатора на базе СТК на веществе R134a. Из графика видно, что
показатели коэффициента преобразования ТТ с СТК также лучше выбранных
ХМ: при температуре конденсации tк=4050С это явно видно, а при tк=30С
лучшие показатели до температуры в испарителе t4=13С.
На рисунке 3.7 представлено сравнение холодильных машин
отечественных производителей «ОАО» РЕФМА (tк=3035С) и зарубежных
производителей Bitzer, Copeland и Danfos с холодопроизводительностью
Qо = 1530 кВт и термотрансформатора на базе СТК на веществе R22. Из
графика видно, что показатели коэффициента преобразования ТТ с СТК по
сравнению с ХМ «ОАО» РЕФМА при температуре конденсации tк = 30С хуже,
но при tк = 35С показатели лучше до температуры в испарителе t4=13С.
Такая же ситуация просматривается и для остальных ХМ при температуре
конденсации tк=30С, а при температуре конденсации tк=4050С у ТТ с СТК
показатели гораздо лучше до температуры в испарителе t4 = 14С (при
tк = 40С) и полностью лучше в заданном интервале температур (t4 =
20…10С) при tк = 50С.
Рисунок 3.7 – Зависимость коэффициента преобразования от температуры
в испарителе при перегреве 2°С, на веществе R22 и холодопроизводительности
Qо=15÷30кВт
На рисунке 3.8 представлено сравнение холодильных машин
производителя Bitzer с холодопроизводительностью Qо=50100 кВт и
51
термотрансформатора на базе СТК на веществе R22. Из графика видно, что
показатели коэффициента преобразования ТТ с СТК также лучше выбранных
ХМ: при tк = 30С лучшие показатели в интервале температур в испарителе
t4 =20…19С, а при температуре конденсации tк = 4050С у ТТ с СТК
показатели выше до температуры в испарителе t4 = 13С (при tк = 40С) и
полностью лучше в заданном интервале температур (t4 = 20…10С) при
tк = 50С.
Рисунок 3.8 – Зависимость коэффициента преобразования
от температуры в испарителе при перегреве 2°С, на веществе R22
и холодопроизводительности Qо=50÷100 кВт
1. Для определенного диапазона температур в испарителе коэффициент
преобразования термотрансформатора на базе СТК может быть выше, чем для
существующих холодильных машин.
2. Такие высокие показатели коэффициента преобразования по полной
цепи термотрансформатора на базе СТК по сравнению с выбранными
холодильными машинами известных производителей достигаются за счет того,
что удельная работа насоса СТК меньше удельной работы компрессоров ХМ.
3.
Наибольшие
показатели
коэффициента
преобразования
в
термотрансформаторе
на
базе
достигаются на веществе R134a.
струйно-термокомпрессорного
модуля
52
4 МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
ТЕРМОТРАНСФОРМАТОРА
4.1 Алгоритм расчета
На основе указанной термодинамической модели составлен алгоритм
расчета понижающего термотрансформатора с модулем СТК:
I. Рабочая струя
1. По таблице насыщения по значению to определить p so , Vo , ho , So .
2. ho  ho , So  So .
3. По таблице насыщения по значению po определить t so .
4. tн  tso  to .
5. 1   so  
po  pso
.
po
6. Если 1   so  = 0,47…0,58, тогда  f = 1,12,
если 1   so  = 0,36…0,47, тогда  f  0,677  0,923 1   so  ;
если 1   so  ≤ 0,36, тогда  f = 1.
6. w f  o  f  2  po  pso   Vo  105 .
7. По таблице насыщения по значению pa определить ta , Va , Va , ha , ha , ra , Sa , S a .
8. was  2000   ho  ha  ta   So  Sa   .
9.  as 
was
.
wf
10. wa   a  was .
11.  a 
wa
.
wf
Va
was
 ra 
Va  Va
2000
.
Vo
 as 
 ra
Va  Va
ho  ha 
12. f as 
13. ck  2 
14. zas 
sin
53
 k  3,14
2  180 .
  3,14
cos k
2  180
1

ck


f as  1 .
15. Sa  So .
 , Vжа
 , hжa
 , hжa
 ,
16. По таблице насыщения по значению ta  t определить Vжа
 , S жа
 .
S жa
wa

Sa  S жа
 
  ha  hжа

Sa  S жа
2000
 
17. ho  hжа
18. Необходимо, чтобы
19. xa 
ho  ha 
ra
ho
 1.
ho
wa
2000 .
  xa  Va  Vжа
 .
20. Va  Vжа
  xa   ha  hжа
 .
21. ha  hжа
22. Ak 
wa
Va  pa  105
23. f a 
Va
.
 a  Vo
24. zas 
1

ck

.

fa  1 .
105    pa  Va2
25.  a 
.
Va  Va
26. M  
wa
 a
.
II. Инжектируемая среда
1. po 2  2  pa  p .
2. По таблице насыщения по значению po2 определить to 2 , Vo2 , Vo2 , ho2 , ho2 ,
54
ro 2 , S o 2 , S o2 .
2. ho 2  ho2 , So 2  So2 , Vo 2  Vo2 .
3. à2  105    pa  Va .
4. w2  2  2000   ho 2  ha  ta   So 2  Sa   .
5. Необходимо, чтобы w2  wa при wa   2 или w2   2 при wa   2 .
6. M 2 
w2
.
à2
w22
7. h2  ho 2 
.
2000
8. V2  Va .
9.  2 
w2
.
wa
10. x2 
ho 2  ha 
ra
wa
2000 .
11. S2  Sa  x2   Sa  Sa  .
12.  a 
1
 1
 v
1    1  o 2
 xa
 vo2
.
III. Расчет диффузора
1. По таблице насыщения по значению p4 определить t4 , V4 , V4 , h4 , h4 , r4 , S4 ,
S 4 .
2.    1.
3. p3  po 2  p3 .
4. По таблице насыщения по значению p4 определить t3 , V3 , V3 , h3 , h3 , r3 , S3 ,
S 3 .
5. V3  V3 V3 .
55
10  M 3    p3  V3
6. a3 
7. b3 
2    r3
.
t4
 1   s  .
t3
8. c3  h4 
t4
 h3 .
t3
9. d3  t4   S4  S3  .
10. e3  h3  r3 
1  a3    d3  c3   a3  b3  e3
.
b3   s  1  a3 
11. h4 
12. h3 
V3
.
V3
s  h4  c3  d3
13. x3 
b3
.
h3  h3
.
r3
14. V3  V3  x3  V3 .
15.  
V3 V3
.
V3
16. w3  2000   h4  h3  .
17. U d 
h4  ho
.
ho2  h4
18. f k  1  U d 
V2
.
Va
19. f3  1  U d  
20. Ak 
wa
Va  pa  105
  wa  w3
.
M 3    Va  p3  105
.

M3 
21. Bk  f 3  1 

к  

 p3
.

 pa

56
1 n
1  f3  p3 
 
2  pa 
22. U k 
 p
V2
 3
 2  Ak 
2   2  Va   pa

Bk  Ak 

1  f3
2
1 n




 1


.
23. Необходимо, чтобы h4  ho , U d  U k  U .
24.  3 
25. x4 
26.  4 
1
1
 
1    1  3
 x3
  3
.

h4  h41
.
r4
1
1
 
1    1  4
 x4
  4
.
27. V4  V4  x4  V4  V4 .
28.  4  x4 
1U
.
U
29. S3  S3  x3   S3  S3  .
30. S4  S4  x4   S4  S4  .
31. S3  S3  Sa  U   S2  S3  .
IV. Параметры цикла:
1. По таблице насыщения по значению to 3 определить Vo3 , ho3 , S o3 .
2. Vo3  Vo3 , ho 3  ho3 , So 3  So3 , po 3  p4 .
3. ho 4  ho 3 .
4. xo 4 
ho 4  ho2
.
ro 2
  xo 4   So2  So2  .
5. So 4  S02
6. Vo 4  Vo2  x04  Vo2  Vo2  .
7. liн 
V4   po  p4   102
oiн
.
8. qa  ho  h4  liн   h4  ho3    4  1  U .
9. do  1 
10. lк 
1
4
.
liн
.
U  4
11. qк 
qa
.
U  4
12. qx 
ho 2  ho 4
4
.
13. q Г  h4  ho 3 .
14.  іГ 
qГ
.
qк  lк
15.  іх 
qx
.
qк  lк
16.  q  U  4 

1
ПТ
q
.
1
 qa  тн
 lін
17. е4  ео3  h4  ho3  to.c.   S4  So3  .
18. eo 2  eo3  ho 2  ho3  to.c.   So 2  So3  .
19. e СТК  U 
20. е  U 
 4   e4  eo3    eo 2  eo3 
.
1
1
 ПТ
 qa  тн
 lін
 4   e4  eo3 
.
1
1
 ПТ
 qa  тн
 lін
21.  ээ  U 
 4   e4  eo3 
.
1
1
 ПТ
 qa  тн
 lін   э1
57
58
4.2 Программный комплекс
На основе программного комплекса для расчета термотрансформатора и по
данным испытаний СТК на водяном паре была разработана программа для
расчета термотрансформатора на хладоне R-142 по заданному алгоритму. Текст
программы представлен в приложении А, а окно программы - на рис. 4.1.
Рисунок 4.1 – Окно программы «Понижающий термотрансформатор»
Порядок выполнения вычислений:
1. Введите исходные данные. Десятичную запятую необходимо вводить
как точку.
В процессе численного эксперимента предварительно рассчитывается
область возможных режимов работы компрессора по числу Маха М3 во
входном сечении диффузора и устанавливается оптимальное значение М3,
соответствующее максимуму коэффициента инжекции и и, следовательно, –
59
достижимым показателям эффективности СТК, а значит, и – понижающего
термотрансформатора.
2. После введения параметров необходимо нажать «OK». Результаты
расчета появятся в нижней части окна.
3. Результаты вычислений также сохраняются в файле «Rez».
4.3 Показатели комбинированного цикла
По результатам численного эксперимента были получены сведения об
эффективных показателях термодинамического цикла и
влиянии на них
различных определяющих факторов. Все результаты расчетов в табличном виде
представлены в приложении Б.
Специфической особенностью струйного термокомпрессора является
возможность
достижения
высокой
степени
повышения
давления
   рс ро 2  10…20 при сохранении стабильной эффективности за счет роста
7
кинетической энергии (и импульса) рабочей струи
по мере снижения
давления в испарителе ро2 и, соответственно, – в выходном сечении активного
сопла ра при неизменных параметрах в сепараторе  pc , tc  const  .
Вместе с тем, в отличие от рабочего процесса на водяном паре
 4 ,
использование легкокипящих жидкостей в СТК сопровождается проявлением
кризисных явлений в инжектируемом потоке пара и сопутствующих им потерь
«на удар» (рис. 4.2). Из-за низкого уровня значений коэффициента массовой
u
инжекции
u   wa  wn 
2
102 
10 ,
влияние
заметно
этих
потерь,
проявляется
определяемых
обычно
лишь
комплексом
при
давлении
ро2  0,5…0,6 бар (  к  20). Уменьшение при дальнейшем снижении давления
ро2
коэффициента
преобразования
q
инжекции
и
и
приводит
эффективных
к
падению
показателей
(рис.
коэффициента
4.3):
степени
совершенства струйного термокомпрессора e СТК , а значит, и – понижающего
60
термотрансформатора.
Рисунок 4.2 – Влияние давления в испарителе на инжекцию пара в
струйном компрессоре: to1 = 70oC, po1 = 11,4 бар, to3 = 45oC;
1  ta  2 оС, 2 – 3 оС, при роа = 20 бар; 4 – Роа= 17 бар, 5 – Роа 25 бар
при ta  2 оС
Указанный механизм ограничения стабильной работы сохраняется в
заданном (таблица 2.1) диапазоне изменения степени перегрева рабочей
жидкости ta и давления насоса poa . Однако, чрезмерный перегрев ta в
установленном оптимальном интервале давлений poa  17…25 бар приводит к
заметному снижению коэффициента преобразования  q и эффективных
показателей e СТК ,  e термотрансформатора за счет перепроизводства пара
(приближение к традиционному способу передачи
энергии Е1 в поточном
процессе) и росту диссипации энергии в проточных частях компрессора.
Аналогичное влияние перегрева жидкости ta
на рабочий процесс
наблюдается при исследовании возможностей расширения температурного
интервала трансформации тепла (рис. 4.4). Изменение температурного уровня
теплоснабжения в диапазоне, характерном для современных отопительных
систем ( to1 50…80 оС), при оптимальном давлении подачи po , сравнительно
мало меняет достигаемые эффективные показатели.
61
Рисунок 4.3 – Зависимость достижимых эффективных
показателей термотрансформатора от давления в испарителе
(условные обозначения на рисунке 4.1)
Рисунок 4.4 – Уровень эффективных показателей
термотрансформатора в характерном температурном интервале
определяющих параметров: poa = 12…30 бар при условии
1   so   0,4 , ро2 = 1 бар, to3 = 45 oC; 1  ta  2 оС, 2 – 3 оС, 3 -4 оС
Причина
такой
слабой
чувствительности
к
увеличению
степени
повышения давления  к , как уже отмечалось, связана с ростом скорости wa и
импульса рабочей струи при переходе в данном случае к более высоким
параметрам (pc, tc) в сепараторе. Этим объясняется и значительное влияние
эффективности истечения, характеризуемое коэффициентом скорости 
активного сопла струйного компрессора, на степень совершенства понижаю–
62
–щего термотрансформатора (рис. 4.5).
Рисунок 4.5 – Зависимость степени совершенства термотрансформатора от
эффективности преобразования энергии в активных соплах струйного
компрессора: tc = 70oC, poa = 20 бар, poa = 20 бар, ta  2 oC, to3 = 45 oC;
1   a  0,95 , 2 – 0,96, 3 – 0,97, 4 – 0,98, 5 – 0,99
По результатам численного эксперимента из исследуемого диапазона
определяющих параметров комбинированного цикла был выбран оптимальный
вариант, соответствующий наиболее высоким эффективным показателям
термодинамического цикла. Он и был принят за основу для последующих
расчетов. Таким образом, в качестве исходных приняты следующие параметры
оборудования, (см. табл.4.1).
Таблица 4.1 – Исходные данные для расчета базового варианта цикла
термотрансформатора
Показатель
Рабочие параметры пара в сепараторе
(конденсаторе теплоснабжения):
- температура
- давление
Перегрев циркуляционной жидкости
в подогревателе
Давление
нагнетания
циркуляционного насоса
Параметры кипения в испарителе:
-температура
-давление
Температура
переохлажденного
конденсата
Обозначение Размерность
to1  tc
ро1 = рс
t a
poa
to 2
ро2
to 3
o
C
бар
o
Численное
значение
80
14,1
C
2,2
бар
20
o
C
бар
o
C
9,6
1,0
45
63
Результаты расчета базового варианта приведены в таблице 4.2 и 4.3.
Таблица 4.2 – Параметры в характерных точках и показатели прямого цикла
модуля СТК
x

4,5369
0
0
631,69
4,9965
1
1
0,189852
506,25
4,5370
0,5
0,996
-24
0,37877
620,45
4,9527
1
1
80
0,001844
534,77
4,5509
0,05
0,439
p
t ,(tжа )

h
s
бар
C
м3/кг
кДж/кг
кДж/(кг·К)
0а
20
82,2
0,001099
529,99
0п (02)
1
-9,6
0,211001
а
0,536
-24
п
0,536
с
14,1
Сечение
a =0,97,
wa  218,3
м/с,
М3=0,86,
к =0,92,
u=0,0512,
еСТК  0,851,
1   so   0,26
Таблица 4.3 – Параметры в характерных точках цикла и основные показатели
понижающего термотрансформатора
x
1  d0
4,9888
1
0
0,000962 476,4
4,3809
0
0
-9,6
0,064847 476,4
4,3983
0,31
0,949
-9,6
0,211001 631,7
4,9965
1
0,949
Характерная
p
t

точка цикла
бар
C
м3/кг
01
14,1
80
0,01613
689,5
03
14,1
45
04
1,0
02
1,0
h
s
кДж/кг кДж/(кг·К)
d 0  0,051, lK  17,5 кДж/кг, qк=50,5 кДж/кг, qх=147,6 кДж/кг, qг=213,1 кДж/кг,
 q  3,13,  e  0,501, wп / wα = 0,696, d N = 0,257,  ээ  0,229
64
5 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ТЕРМОТРАНСФОРМАТОРА
5.1 Определение расходов через понижающий термотрансформатор
Массовый расход пара через конденсатор
Qã 1  103
êã
mã 

 4,69 ,
qã 213,1
ñ
где Q г – тепловая мощность конденсатора, кВт,
q г – удельная тепловая мощность конденсатора, кВт/кг.
Массовый расход инжектируемой в компрессор среды
m õ  mã  1 - d 0   4,69 1 - 0,051  4,45
êã
,
ñ
где d 0 – степень перепроизводства пара.
Массовый расход активной среды
ma 
mx
4,45
êã

 86,91 ,
U 0,0512
ñ
где U – коэффициент инжекции.
Массовый расход хладагента через испаритель
mx  1  x04   mx  1  0,31  4,45  3,07
Перерепроизводство пара
êã
.
ñ
65
êã
.
ñ
m0  mã  m õ  4,69  4,45  0,24
Объемный расход фреона через насос
3
ì3
,
Va  ma  c  86,91 0,00109  0,095,
 341
ñ
÷
ì
где c - удельный объем жидкого фреона при температуре 800 С.
Объемный расход на входе в конденсатор
V01  mã  01  4,69  0,01613  0,0756,
3
ì
ñ
 272,3
ì3
.
÷
Объемный расход на выходе из конденсатора
ì3
.
V03  mã  03  4,69  0,000962  0,0045,
 16,2
ñ
÷
ì
3
Объемный расход на входе в промсосуд
ì3
.
V04  mõ  04  4,45  0,064847  0,2886,
 1038,8
ñ
÷
ì
3
Объемный расход на входе в испаритель
ì3
.
V04  mõ  04  3,07  0,2142  0,6576,
 2367,4
ñ
÷
ì
Объемный расход на выходе из испарителя
3
66
V02  mõ  02  3,07  0,211001  0,6478,
3
ì
ñ
 2332,1
3
ì
.
÷
Объемный расход подсасываемой в компрессор среды
ì3
.
V02  mõ  02  4,45  0,211001  0,9389,
 3380,2
ñ
÷
ì
3
5.2 Подбор насоса
Подбор насоса производится по подаче и напору.
Напор
ð
 ðí .âõ
 20  14 10
h  í .âû õ
 c 
 0,00109  67ì ,
g
9,81
5
где р н.вх – давление на входе в насос; р н.вых - давление на выходе из насоса;
c – удельный объем жидкого фреона при температуре 800 С.
м3
Объемный расход фреона через насос Va  341 .
ч
По
[17] выбираем насос АО
«Молдовагидромаш» БЭН 418-ОС.
Техническая характеристика насоса приведена в таблице 5.1.
Таблица 5.1 – Техническая характеристика насоса БЭН 418-ОС
м3
Номинальная подача,
ч
Напор при номинальной подаче, м
м3
Рабочий интервал подач,
ч
Номинальная мощность встроенного
электродвигателя, кВт
Габариты, мм
Масса, кг
340
75
300-365
16
1500  750  695
800
67
Основные габаритные размеры насоса приведены в таблице 5.2.
Таблица 5.2 – Основные габаритные размеры насоса в миллиметрах
Dу
D у1
L
L1
L2
L3
L4
L5
Н
Н1
В
200
125
1500
470
670
145
0
750
695
340
370
Рисунок 5.1 – Основные габаритные размеры насоса
5.3 Струйный термокомпрессор. Принцип действия и основные
геометрические размеры
Работа струйного компрессора заключается в передаче кинетической
энергии одного потока другому путем непосредственного контакта. Поток,
вступающий в процесс смешения с большей скоростью, называется рабочим, с
меньшей скоростью - инжектируемым. Основные элементы аппарата: рабочее
сопло, приемная камера, камера смешения, диффузор.
Рабочей средой служит вскипающая при истечении недогретая до
насыщения жидкость, подаваемая под давлением к активному соплу поз. 4 (рис.
5.2), на выходе из которого формируется сверхзвуковая струя мелкодисперсной
парокапельной структуры с высоким объемным паросодержанием, т.е. в
струйном компрессоре сначала происходит преобразование потенциальной
энергии и теплоты в кинетическую энергию. Вытекающая из сопла в приемную
68
камеру поз.2 струя воды увлекает с собой поступающий через патрубок Б
пар, после чего поток попадает в камеру смешения поз.2 и диффузор поз. 1. В
камере смешения протекают процессы выравнивания давлений, скоростей,
температур и концентраций фаз рабочего и инжектируемого потоков,
сопровождающиеся ростом давления и температуры. В диффузоре давление и
температура
установившегося
потока
с
равномерным
полем
скорости
повышаются до требуемых величин.
Рисунок 5.2 – Схема струйного компрессора: 1 – диффузор, 2 – конфузор,
3 – приемная камера, 4 – активное сопло, Б – патрубок пассивного потока,
В – патрубок активного потока, Г – выходной патрубок.
Согласно
экспериментальным
данным
установлено,
что
процесс
парообразования в расширяющихся каналах при истечении недогретой до
насыщения жидкости начинается в области минимального сечения (f) на стенке
канала (см. рис.5.3).
Наличие участка между сечением (so), где достигается давление
насыщения pso при температуре t o , и сечением (f) начала вскипания
обусловлено
запаздыванием
формирования
активных
центров
в
шероховатостях стенки при больших градиентах давления и скорости.
Жидкость в сечении (f)
оказывается метастабильно перегретой и давление
pf  pso . На участке пристенного пузырькового кипения поток имеет кольцевое
строение: в центре движется метастабильно перегретая жидкость, а в тонком
пристенном слое – пузырьковая двухфазная среда мелкодисперсной структуры.
Для пузырьковой среды мелкодисперсной структуры характерны низкие
значения скорости звука, и поэтому на малом расстоянии за сечением
69
вскипания ( f ) поток переходит через первое критическое сечение (*). На
участке so-f происходит интенсивная генерация паровых пузырьков, которые
сносятся потоком и растут за счет испарения.
Далее происходит переход к парокапельному потоку, при чем вблизи
стенки этот переход осуществляется быстрее, а в центральной части
наблюдаеся конусообразное жидкое ядро пузырьковой структуры. В сечении
(v) завершается инверсия структуры потока и обеспечивается переход к
парокапельному течению. Перед сечением инверсии (v) и на участке
остаточного дробления (v)-(с) скорость звука превысит текущее значение
скорости. Таким образом, второе критическое сечение (**) находится в районе
сечения (v).
Третье критическое сечение (***) размещается за участком
остаточного
дробления
в
расширяющемся
парокапельном
потоке
мелкодисперсной структуры.
Рисунок 5.3 – Схема течения вскипающей жидкости в расширяющемся
канале: (f) – расходное сечение; (v) – сечение структурного преобразования;
(f-v ) – участок инверсии потока; (v–c) – участок остаточного дробления потока;
(*) – I критическое сечение; (**) – II критическое сечение;
(***) – III критическое сечение.
В предыдущем разделе приведены уравненеия, которые дают возможность
рассчитать основные геометрические размеры компрессора.
Площадь расходного сечения струйного термокомпрессора:
Ff 
Принимаем 16 установок, тогда
ma  0
.
wf
ma   0 86,91  0,001099

 0,00018ì 2 .
16  w f
16  32,82
Ff 
70
Диаметр расходного сечения
4  Ff
4  0,00018

 0,015, ì  15 ì ì .
π
3,14
df 
Длина расходного сечения: lf  d f  0,015ì  15 ì ì .
Диаметр входа активной среды: d  6d f  6  0,015  0,09ì  90 ì ì .
Угол конусности сужающейся части активного сопла αd  600 . Тогда длина
канала
l
d  d f 0,09  0,015

 0,065, ì  65 ì ì .
αd
2tg300
2tg
2
Площадь выхода активной среды
Fa  fa  Ff  25,98  0,00018  0,00468 ì 2 .
Диаметр выхода активной среды
da 
4  Fa


4  0,00468
 0,077 ì  77 ì ì .
3,14
Угол раскрытия расширяющейся части активного сопла αê  80 .
Длина канала
la 
da  d f
2tg
ê
71

2
0,077  0,015
 0,443 ì  443 ì ì .
8
2tg
2
Площадь сечения камеры
Fê  f ê  Fà  1,102  0,00468  0,00516 ì 2 .
Диаметр камеры
dê 
4  Fê
4  0,00516

 0,081ì  81ì ì .
π
3,14
Площадь входа в диффузор F3  f3  Fà  0,105  0,00468  0,00049 ì 2 .
Диаметр входа в диффузор
d3 
4  F3
4  0,00049

 0,025, ì  25ì ì .
π
3,14
Угол конусности конической части камери смешения αêñ  60 .
Длина конфузора
lê 
d ê  d3 0,081  0,025

 0,534, ì  534 ì ì .
αêñ
6
2tg
2tg
2
2
Длина цилиндрической части камеры смешения
l3  6d 3  6  0,025  0,15,ì  150 ì ì .
72
Длина диффузора
l4  10d 3  10  0,025  0,25, ì  250 ì ì .
Угол раскрытия диффузора α4  80 .
Диаметр выхода из диффузора
d 4  2tg
α4
8
 l4  d3  2tg  0,25  0,025  0,06,ì  60 ì ì .
2
2
Рисунок 5.4 – Основные размеры струйного компрессора
5.4 Основные теплофизические свойства фреона R-142b
При
расчетах
термодинамические,
теплообмена
но
и
необходимо
теплофизические
знать
не
свойства
только
(вязкость,
теплопроводность и др.) рабочего вещества. В связи с отсутствием достоверной
информации
о
теплопроводности
таковых
и
числа
для
R-142b,
Прандтля
для
определения
вязкости,
будем
использовать
расчетные
зависимости, приведенные в [18], с.81. На их основе был создан алгоритм
вычисления теплофизических свойств для областей жидкости и сухого пара:
1. Приведенная температура
73

T
,
Tкр
где Tкр – критическая температура. Для R-142b по [18], табл. VI  2 , с.70
Têð  136,45 0 Ñ  409,6Ê .
2. Функция приведенной температуры
2
4
1   1   1
1   1 

     ln   
 ln   1  
 
 .
2    
  10    
3. Динамическая вязкость фреона на линии насыщения
1
ln   ln  кр  р       q        3 ,
где р ,q – коэффициенты, зависящие от вида фреона и состояния среды;
кр – критическая вязкость.
Для R-142 по [2], табл. VI  7 , с. 81 р  1,8 , q  1,78 , р  0,04 ,
q  1,78 , кр  37,7 106 Па  с
4. Кинематическая вязкость
   .
5. Теплопроводность фреона на линии насыщения
1
ln   ln  кр  р       q        3 ,
где р ,q  – коэффициенты, зависящие от вида фреона и состояния среды;
кр – критическая теплопроводность.
74
Для R-142 по [18], табл. VI  7 , с.81 р  0 , q  1,23 , р  0,83 ,
q   1,23 , êð  3,73  102
Âò
.
ì Ê
6. Число Прандтля
Рr 
  cp

.
На основе этих уравнений была создана програма «Теплофизические
свойства R-142». Текст программы представлен в приложении А,
а окно
программы – на рисунке 5.5.
Рисунок 5.5 – Окно программы «Теплофизические свойства R-142»
Порядок выполнения вычислений:
75
1. Введите исходные данные. Десятичную запятую необходимо вводить
как точку.
2. После введения параметров необходимо нажать «OK».
3. Для расчета необходимо выбрать режим: пункт меню Режим-> Сухой
насыщенный пар (или Насыщенная жидкость).
4. Все данные можно сохранить в текстовом файле: пункт меню Файл ->
Сохранить
Таким образом, теплофизические свойства фреона R-142 в последующих
расчетах определяем по данной программе.
5.5 Расчет конденсатора
5.5.1 Описание конструкции
Конденсатор предназначен для конденсации поступающих из компрессора
паров хладагента. По конструкции конденсатор выполнен кожухотрубчатым с
ходом газа между трубами, а воды – по трубам. Горячие пары фреона из
компрессора через патрубок Б (рис. 5.6) поступают в верхний
корпус и
заполняют межтрубное пространство. Далее фреон попадает в нижний корпус,
где окончательно конденсируется и выходит через патрубок В. Аналогично
вода поступает через патрубок Д в трубную решетку верхнего корпуса. Пройдя
этот ход, жидкость поворачивает и поступает в трубную решетку нижнего
корпуса, а после выходит через патрубок Г.
Корпус
(поз.
2,3)
представляет
собой
цилиндрическую
обечайку,
ограничивающую снаружи межтрубное пространство в аппарате. По трубному
пространству аппарат ограничивают крышки (поз. 4, 5).
Трубный пучок собран из труб d  14х2 . Трубы в пучке располагаются по
сторонам равностороннего треугольника.
76
Рисунок 5.6 – Схема конденсатора: 2, 3 – корпус, 4, 5 – боковые крышки,
6 – опора, 8 – решетка трубчатки, 12 – резиновые кольца, Б – патрубок входа
пара, В – патрубок выхода конденсата, Г – патрубок входа воды,
Д – патрубок выхода воды.
Неподвижная решетка трубчатки (поз. 8) стягивается шпильками между
фланцами корпуса и крышки, а зазор между подвижной решеткой и корпусом
уплотняется двумя термостойкими резиновыми кольцами (поз. 12). Подвижная
решетка обеспечивает свободное удлинение труб, что исключает возможность
возникновения температурных напряжений.
На трубчатке снаружи одет внутренний кожух для уменьшения «мертвых»
зон и обеспечения более полного обтекания трубок. Для предотвращения
перетечек
через
радиальные
зазоры
«внутренний
кожух
–
корпус»
устанавливают уплотнительные кольца и перегородки.
Для крепления труб с целью предотвращения их прогибов и вибраций, а
также
для
организации
поперечного
обтекания
труб
в
межтрубном
пространстве и получения более высокой скорости среды внутри кожуха
установлены поперечные перегородки. Для повышения жесткости трубного
пучка и нужного дистанционирования поперечных перегородок используется
система стяжных стержней и распорок. Круглые металлические стяжные
77
стержни одним концом ввинчиваются в неподвижную трубную решетку, а
другим закрепляются на последней поперечной перегородке гайками.
К аппарату приварены опоры (поз.6) для установки аппарата на раме.
5.5.2 Конструктивный и тепловой расчет
Задачей
конструктивного
расчета
является
определения
площади
поверхности теплообмена, необходимой для передачи заданного теплового
потока при заданных температурах сред.
Тепловая нагрузка при конденсации пара
Qê  mã  r  4,69  162,8743  763,9 êÂò ,
где r – удельная теплота парообразования.
Массовый расход воды через конденсатор и переохладитель
mw 
Qã
ñðw  t 2âû õ.ï
1  103
êã

 5,97 ,
 t 2âõ.ê  4,187   70  30 
ñ
где t 2вых.п – температура воды на выходе из переохладителя конденсата;
t 2вх.к – температура воды на входе в конденсатор.
Температура воды после конденсации пара (рис. 5.7)
t 2âõ  t 2âû õ 
Qê
763,9
 70 
 39,4 0 C .
m w  cpw
5,97  4,187
Температурный напор конденсатора
t 
t á  t ì 40,6  10

 21,84 0 Ñ .
t
40,6
ln
ln á
10
t ì
78
Рисунок 5.7 – График изменения температуры теплоносителей
Из уравнения теплопередачи площадь теплоотдающей поверхности
конденсатора
Qê
763,9  103
F

 34,5 ì 2 ,
ê  t 1014  21,84
где к – коэффициент теплопередачи. Предварительно принимаем значение
ê  1014,
Âò
.
ì 2Ê
Принимаем трубы 14×1. Внутренний диаметр труб
d âí  d  2  0,014  2  0,001  0,012 ì .
Общая длина труб
L
F
34,5

 916 ì .
d âí 3,14  0,012
Принимаем общее число труб при треугольном их расположении n  217 .
Для данного количества труб число труб, распологаемых по внешней стороне
шестиугольника равно a  9 , а число труб на диагонали шестиугольника равно
m  17 . Тогда длина одной трубы:
79
l
L 916

 4,2 ì .
n 217
Внутренний диаметр обечайки кожуха конденсатора
Dâí  m  s  17  0,017  0,29 ì ,
где s  1,2  d  1,2  0,014  0,017 ì – расстояние между осями труб.
Расчетная толщина стенки кожуха
p03  Dâí
14,1  105  0,29
SR 

 0,001 ì ,
2   P  p03 2  152  106  1  14,1  105
где p 03 – давление в межтрубном пространстве;
  152, Ì
Ï à – допускаемое напряжение в корпусе по [19], табл.1.3,
с.11;
φр – коэффициент прочности сварного шва при автоматической сварке
стыкового шва со 100% контролем.
Толщина стенки с учетом прибавки на коррозию
S  SR  Ñ  1  2  3 ì ì .
Принимаем S = 6 мм.
Число Рейнольдса
Re2 
w 2  d вн
,
2
где w 2  скорость воды в трубах;
 2 – кинематическая вязкость.
(5.1)
v2 
v2âõ  v2âû õ  0,669  0,422   10

2
2
80
6
 0,5455  106
ì
,
ñ
где  2вх ,  2вых – кинематическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из конденсатора по [13], табл.1.36, с. 92.
w2 
mw
4  mw
4  5,97
ì


 0,25 ,
2
2
f 2   d âí  n 2 3,14  0,012  217  989,45
ñ
где  2 – плотность воды.
2 
2âõ  2âû õ 992,4  977,7
êã

 985,05 3 ,
2
2
ì
где 2вх , 2вых – плотность воды соответственно на входе и на выходе из
конденсатора по [20], табл.1.36, с.92.
Число Рейнольдса по формуле (5.1)
Re2 
0,25  0,012
 5500 .
0,5455 106
Число Нуссельта при течении в прямых гладких трубах
Nu 2  0,0235 

Re0,8
2  230

  2 

  
 l    ст 
 d
 (1,8Pr20,3  0,8)  1   вн

0,14
где Pr2 – число Прандтля;
 2 – динамическая вязкость воды;
 ст – динамическая вязкость воды при температуре стенки.
,
(5.2)
Pr2 
81
Pr2вх  Pr2вых 4,39  2,595

 3,49 ;
2
2
   2âû õ  663,9  412,6   10
 2  2âõ

2
2
t t
t t
t ñò   1âõ 1âû õ  2âõ 2âû õ
2
2

6
 538  106 Ï à  ñ ;

 80  80 39,4  70 
0
 / 2  67,35 C ;
/ 2 2 
2



ñò  ñò  ñò  0,437  106  959,2  419  106 Ï à  ñ ,
где Pr2вх , Pr2вых – число Прандтля соответственно на входе и выходе из
конденсатора по [20], табл.1.36, с.92;
 2вх ,  2вых – динамическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из конденсатора по [20], табл.1.36, с.92;
ñò  ñò  ñò  0,437  106  959,2  419  106 Ï à  ñ – кинематическая
вязкость при температуре стенки;
ñò  959, 2
êã
– плотность при температуре стенки по [13], табл.1.36,
ì3
с.92.
Число Нуссельта по формуле (5.2)
  0,012  
Nu 2  0,0235  55000,8  230  (1,8  3,490,3  0,8)  1  
 
  4,2  

 538  106 

6 
 419  10 

0,14
 33,4.
Коэффициент теплопроводности
   2âû õ  63,4  66,8  10
 2  2âõ

2
2
2
 65,1  102
Âò
,
ì Ê
где  2вх ,  2вых – коэффициент теплопроводности воды соответственно на
входе и выходе из конденсатора по [13], табл.1.36, с.92.
82
Коэффициент теплоотдачи
Nu 2   2 33,4  65,1  102
Âò
.
2 

 1812 2
d âí
0,012
ì Ê
Коэффициент теплоотдачи пучка труб
1  1w   n 
0,16
,
(5.3)
где n  – половина числа рядов труб по высоте шахматного пучка;
1w – коэффициент теплоотдачи.
1w  0,43   N   Re1
0,12
 Pr1
0,33
,
(5.4)
где  N – коэффициент теплоотдачи, вычисленный по формуле Нуссельта.
Число Рейнольдса
Re1 
w1  d
,
1
(5.5)
где w1 – скорость пара на входе в пучок труб.
w1 
mг  v1
,
fп
(5.6)
где f п – проходное сечение при поперечном обтекании трубных пучков.
 d
fï  Dâí  lï åð  1  í
S

Здесь значение
 0,014 

2
    0,29  0,15  1  0,017   0,88  0,007ì .



  0,88 - из [14], табл.3.4, с.79.
83
По формуле (5.6) скорость пара на входе в пучок труб
w1 
4,69  0,01613
ì
 10,8 .
0,007
ñ
Число Рейнольдса по формуле (5.5)
Re1 
10,8  0,014
 630 000 .
0,24 106
Коэффициент теплоотдачи по формуле Нуссельта
 N  0,728  4
g  r    ()3
,
    d
(5.7)
где r – удельная теплота парообразования;
 – температурный напор.
Температурный напор
  t ê  t ñò  80  67,35  12,65 0 Ñ ,
где t к – температура конденсации.
Таким образом, коэффициент теплоотдачи по формуле (5.7)
9,81 162,8743 103  (7,18 10 2 )3
Âò
.
 N  0,728  4

1575
0,00109  0,14 106 12,65  0,014
ì 2 Ê
Коэффициент теплоотдачи по формуле (5.4)
1w  0,43  1575  6300000,12  0,4610,33  4342
Âò
.
ì 2 Ê
84
Коэффициент теплоотдачи пучка труб по формуле (5.3)
1  4342  90,16  3055
Âò
.
ì 2 Ê
Термическое сопротивление образующейся на внутренней стенке трубок
накипи
Rç 
d âí
d âí
0,012
0,012
ì 2 Ê
,
ln

ln
 0,000032
2   ç d âí  2  ç 2  3,14 0,012  2  0,0001
Âò
где  ç  3,14,
Âò
ì Ê
– коэффициент теплопроводности накипи по [20],
табл.3.1, с.157;
ç  0, 0001, ì – толщина слоя накипи.
Коэффициент теплопередачи конденсатора
ê

1
d
1 d
d
1

 âí  ln
 Rç 
1 d âí 2 òð
d âí
2

1
Âò
 1014 2 .
1 0,014 0,012
0,014
1
ì Ê


 ln
 0,000032 
3055 0,012 2  45
0,012
1812
В связи с малой разницей принятого коэффициента теплопередачи с
вычисленным перерасчет не проводим.
Отношение расстояния между перегородками к внутреннему диаметру
кожуха принимаем
диаметру
h пер
Dвн
lпер
Dвн
 0,5 , а отношение высоты окна к внутреннему
 0,3 , тогда,
85
lï åð 
lï åð
Dâí
h ï åð 
 Dâí  0,5  0,29  0,15 ì ,
h ï åð
Dâí
 Dâí  0,3  0,29  0,09 ì .
Количество перегородок
õ
l - 4  lï åð
lï åð

4,2  4  0,15
 24 .
0,15
5.5.3 Поверочный расчет конденсатора
При поверочном расчете определяют конечные температуры сред и
тепловую производительность конденсатора. В итоге выявляются показатели
эффективности аппарата.
Определяем передаваемый тепловой поток в случае конденсации пара:

 ê  F

 1014  34,5  
3
Q  Ñ2  t1âõ  t 2âõ   1  åõð  

   25  10  80  39,4   1  åõð 
3 
Ñ
25

10





2



 764,5  103 Âò,
где С 2 – расходная теплоемкость холодного теплоносителя.
Ñ2  ñðw  m w  4,187  5,97  25,0
êÄæ
,
Ê ñ
Q 764,5  763,9

 100  0,08%  5% .
Q
764,5
Уточняем температуру воды на выходе из аппарата
86
 kF 
 1014  34,5 
t 2âû õ  t1   t1  t 2âõ   åõð     80  80  39,4   åõð  

3 
C
25

10


 2
 69,99 0 Ñ.
КПД конденсатора
 kF 
 1014  34,5 
к  1  ехр     1  ехр  
 0,75 .
3
 25  10 
 C2 
Коэффициент компактности теплообменника

F 34,5

 182 .
V 0,19
Коэффициент использования массы теплообменника:
Q
764,5  103
km 

 17 .
M  t ср 1290  34,5
5.5.4 Гидромеханический расчет конденсатора
Основной задачей гидромеханического расчета является определение
величины потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат.
В общем виде гидравлическое сопротивление аппарата может быть
выражено следующим уравнением
р  р тр  рм ,
где р тр – потеря давления от трения при протекании среды в каналах;
р м – потеря давления от местных сопротивлений.
Гидравлическое сопротивление при внешнем поперечном обтекании
трубных пучков по [20], табл.3.10, с.206
87
s

  5,2  1  1
d

0,25
 0,017 
 Re10,29  5,2 
 1
 0,014 
0,25
 6300000,29  0,16 .
Потери давления при поперечном омывании пучков из гладких труб:
ð1ì  2 
0,5    z p  cz  c  w12
1ñð
 2
0,5  0,16  17  1  1,06  5,82
 11278Ï à ,
0,0086
где c z – поправочный коэффициент на малорядность пучков. Учитывается
при z p  6 ;
c – поправочный коэффициент на угол атаки. Принимаем угол атаки
  900 ,
c  0,0582  0,426  102  à  0,237  103  à2  0,186  105  3à  0,0582 
0,426  102  90  0,237  103  902  0,186  105  903  1,06.
В случае поперечного обтекания сопротивление трения составляет
ничтожную долю местных сопротивлений, поэтому полное сопротивление
пучков:
ð1  ð1ì  11278, Ï à .
Коэффициент сопротивления трения воды при переходном и турбулентном
движении потока в трубах по [20], табл.3.8, с.183
2
2






2 
538  106 
  1,82lg  Re 2
 1,64   0,03 .
  1,64   1,82lg 5500 
6 
ст 
419  10 






Потери давления на трение по воде
88
ð2òð   
l w  2
4,2 0,25  985,05

 0,03 

 323Ï à .
dã
2
0,012
2
2
2
Местные потери составляются из потерь на входе из штуцера в крышку
вх шткр , на входе из крышки в трубы вх кртр , потери при выходе из труб в
крышку вых тркр , на выходе из крышки в штуцер вых кршт и потери на поворот
потока на 180 0  пов :
2
 âõ ø òêð  âû õ êð ø ò  ï î â   w ø2 ò   âõ êð òð  âû õ òð êð   w 22  

2 
985,05
 0,5  1  0,31  0,52   0,5  1  0,252   538Ï à,
 2
2
ð 2ì  2 
где – пов  0,31 при
R
 1,5 по [14], с.83.
d вн
Таким образом, полное гидравлическое сопротивление трубок:
ð2  ðòð2  ðì 2  323  538  861 Ï à .
5.6 Расчет переохладителя конденсата
5.6.1 Конструктивный и тепловой расчет
Тепловая нагрузка при охлаждении конденсата
Qî  Q  Qê  1000  764,5  235,5 êÂò .
Температурный напор охладителя конденсата (рис. 5.8)
t 
t á  t ì 40,6  15

 25,71 0 Ñ .
t
40,6
ln
ln á
15
t ì
89
Рисунок 5.8 – График изменения температуры теплоносителей
Из уравнения теплопередачи площадь теплоотдающей поверхности
переохладителя
Qî
233,2  103
F

 10,5 ì 2 ,
ê  t 864  25,71
где к – коэффициент теплопередачи. Предварительно принимаем значение
ê  864
Âò
.
ì 2Ê
Принимаем трубы 14×1. Внутренний диаметр труб
d âí  d  2  0, 014  2  0, 001  0, 012 ì .
Общая длина труб
L
F
10,5

 279 ì .
 dâí 3,14  0,012
90
Принимаем общее число труб при треугольном их расположении
n  217 . Для данного количества труб число труб, распологаемых по внешней
стороне
шестиугольника
равно
a 9,
а
число
труб
на
диагонали
шестиугольника равно m  17 . Тогда длина одной трубы
l
L 279

 1,3ì .
n 217
Внутренний диаметр обечайки кожуха переохладителя конденсата
Dâí  m  s  17  0,019  0,325ì ,
где s  1, 3  d  1, 3  0, 014  0, 019, ì – расстояние между осями труб.
Толщину стенки обечайки кожуха принимаем S = 6 мм аналогично
конденсатору.
Кинематическая вязкость воды
   2âû õ  0,8325  0,669   10
 2  2âõ

2
2
6
 0,75  10
6
ì
2
ñ
,
где  2вх ,  2вых – кинематическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из теплообменника по [13], табл.1.36, с.92.
Скорость движения воды в трубах
w2 
mw
4  mw
4  5,97
ì


 0,24 ,
2
2
f  2   d âí  n  2 3,14  0,012  217  994,05
ñ
где  2 – плотность воды,
2 
2âõ  2âû õ 995,7  992,4
êã

 994,05 3 .
2
2
ì
Здесь 2вх , 2вых – плотность воды соответственно на входе и выходе из
91
теплообменника по [20], табл.1.36, с.92.
Число Рейнольдса по формуле (5.1)
Re2 
0,24  0,012
 3840 .
0,75  106
Число Прандтля
Pr2 
Pr2вх  Pr2вых 5,665  4,39

 5,03 .
2
2
Динамическая вязкость воды
  2âû õ  828,9  663,9   10
2  2âõ

2
2
6
 746,4  106 Ï à  ñ ,
где  2вх ,  2вых – динамическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из теплообменника по [20], табл.1.36, с.92.
Температура стенки
t t
t t
t ñò   1âõ 1âû õ  2âõ 2âû õ
2
2


 80  45 30  39,4 
0
 / 2  48,6 C .
/ 2 2 
2



Динамическая вязкость воды при температуре стенки
ñò   ñò  ñò  0,581  106  988,3  574,2  106 Ï à  ñ ,
где  ñò  0,581  106
стенки;
ì
2
ñ
– кинематическая вязкость при температуре
92
ст  988,3
кг
– плотность при температуре стенки по [3], табл.1.36,
м3
с.92
Число Нуссельта по формуле (5.2)
  0,012  
Nu 2  0,0235  38400,8  230  (1,8  5,030,3  0,8)  1  
 
1,3

 

 746,4  106 

6 
574,2

10



0,14
 26,5.
Коэффициент теплопроводности
   2âû õ  61,75  63,4   10
 2  2âõ

2
2
2
 62,6  102
Âò
,
ì Ê
где  2вх ,  2вых – коэффициент теплопроводности воды соответственно на
входе и выходе из теплообменника по [13], табл.1.36, с.92.
Коэффициент теплоотдачи
Nu 2   2 26,5  62,6  102
Âò
.
2 

 1382 2
d âí
0,012
ì Ê
Число Рейнольдса
Re1 
w1  d
,
1
(5.8)
где w 1  скорость конденсата в пучке труб.
w1 
mг  v1
,
fп
(5.9)
93
где f п – проходное сечение при поперечном обтекании рабочей среды,
 d
f ï  Dâí  lï åð  1  í
S

Здесь значение
 0,014 

2
    0,325  0,16  1  0,019   0,525  0,007 ì .



  0,525 – из [21], табл.3.4, с.79.
v1âõ  v1âû õ 0,00109  0,000962
ì3
v1 

 0,001 .
2
2
êã
По формуле (5.9) скорость конденсата при обтекании пучка труб
w1 
4,69  0,001
ì
 0,67 .
0,007
ñ
Число Рейнольдса по формуле (5.8)
Re1 
0,67  0,014
 58625 ,
0,16  106
  1âû õ  0,14  0,18  10
где 1  1âõ

2
2
6
 0,16  106
ì
2
ñ
.
Число Нуссельта при внешнем обтекании трубных пучков
Nu1  0,4   Re1 
 3,816 


 2,948 
0,63
 (Pr1 )
0,36
 Pr 
 1 
 Prñò 
0,25
 0,4  586250,63  3,8160,36 
0,25
 697,
где Prст – число Прандтля при температуре стенки.
Pr1 
Pr1вх  Pr1вых 2,781  4,851

 3,816 .
2
2
94
Коэффициент теплоотдачи
Nu1  1 697  6,145 102
Âò
1 

 3059 2 ,
d
0,014
ì Ê
  1âû õ  7,18  5,11  10
где 1  1âõ

2
2
2
 6,145  102
Âò
.
ì Ê
Коэффициент теплопередачи переохладителя конденсата
ê
1
d
1 d
d
1

 âí  ln
 Rç 
1 d âí 2 òð
d âí
2

1
Âò
 864 2 ,
1
0,014 0,012
0,014
1
ì Ê


 ln
 0,000032 
3059 0,012 2  45
0,012
1382
где R ç  0, 000032,
ì
Ê
– термическое сопротивление образующейся на
Âò
2
внутренней стенке трубок накипи аналогично разделу 5.5.2.
В связи с малой разницей принятого коэффициента теплопередачи с
вычисленным перерасчет не проводим.
Отношение расстояния между перегородками к внутреннему диаметру
кожуха принимаем
диаметру
h пер
Dвн
lпер
Dвн
 0,5 , а отношение высоты окна к внутреннему
 0,15 , тогда,
lï åð 
lï åð
Dâí
 Dâí  0, 5  0, 325  0,16 ì ,
95
h ï åð 
Количество перегородок
h ï åð
Dâí
 Dâí  0,15  0,325  0,05ì .
х
l - 2  lпер
lпер

1,3  2  0,16
 6.
0,16
5.6.2 Поверочный расчет переохладителя конденсата
Определяем передаваемый тепловой поток в случае конденсации пара
Q  Ñ1  t1âõ

 ê  F
Ñ1   
1

 1  åõð  

 
Ñ
Ñ
1

2
 


 t 2âõ   
  6,6   80  30  




Ñ
Ñ
ê

F
1
 1  1  åõð  
1 
  

Ñ
Ñ
Ñ
2
1 
2  



 864  10,5  6,6   
1
 1  åõð  
 
3 
25
6,6

10

 


 232,3 êÂò,

 864  10,5  6,6   
6,6
 åõð  
1
1
 
3 
25
25   
 6,6  10 

где С1 – расходная теплоемкость горячего теплоносителя;
С 2 – расходная теплоемкость холодного теплоносителя.
Ñ1  ñð  mã  1,45  4,69  6,6
êÄæ
;
Ê ñ
Ñ2  ñðw  m w  4,187  5,97  25,0
êÄæ
;
Ê ñ
Q 232,3  233,2

 100  0,4%  5% .
Q
232,3
Уточняем температуру фреона на выходе из аппарата:
96
t1âû õ  t1âõ   t1âõ

 ê  F
Ñ1   
 1  åõð  
1 
 
Ñ1  Ñ2   


 t 2âõ   
  80   80  30  




Ñ
Ñ
ê

F
1
 1  1  åõð  
1 
  

Ñ2
 Ñ1  Ñ2   


 864  10,5  6,6   
1
 1  åõð  
 
3 
25
6,6

10

 


 45 0 Ñ.

 864  10,5  6,6   
6,6
 åõð  
1
1
 
3 
25
25   
6,6

10



Уточняем температуру воды на выходе из аппарата
t 2âû õ  t 2âõ   t1âõ

 ê  F
Ñ1   
 1  åõð  
1 
 
Ñ1  Ñ2   
Ñ1 
6,6

 t 2âõ  

 30   80  30  


Ñ2
25




Ñ
Ñ
ê

F
1
 1  1  åõð  
1 
  

Ñ
Ñ
Ñ
2
1 
2  



 864  10,5  6,6   
 1  åõð  

1 

25   
6,6  103 



 39,24 0 Ñ.

 864  10,5  6,6   
6,6
 åõð  
1
1
 
3 
25
25   
6,6

10



КПД переохладителя
 ê  F
Ñ1  
 864  10,5  6,6  
1  åõð  
1

1  åõð  
1



3 
Ñ
Ñ
25  
6,6

10

1 
2 


î 

 0,7 .




6,6
864

10,5
6,6




Ñ
Ñ1
ê F
1  1  åõð  
1 
  1  25  åõð   6,6  103 1  25  
Ñ2



 Ñ1  Ñ2  
5.6.3 Гидромеханический расчет переохладителя
Гидравлическое сопротивление при внешнем поперечном обтекании
трубных пучков по [20], табл.3.10, с.206
97
s

1  5,2  1  1
d

0,25
 0,019 
 Re10,29  5,2 
 1
 0,014 
0,25
 586250,29  0,3 .
Потери давления при поперечном омывании пучков из гладких труб
ð1ì 
0,5  1  z p  cz  c  w12
1ñð
0,5  0,3  17  1  1,06  0,67 2

 1213 Ï à ,
0,001
где c z – поправочный коэффициент на малорядность пучков. Учитывается
при z p  6 ;
c – поправочный коэффициент на угол атаки. Принимаем угол атаки
  900 ;
c  0,0582  0,426  102  à  0,237  103  à2  0,186  105  3à  0,0582 
0,426  102  90  0,237  103  902  0,186  105  903  1,06.
В случае поперечного обтекания сопротивление трения составляет
ничтожную долю местных сопротивлений, поэтому полное сопротивление
пучков
ð1  ð1ì  1213 Ï à .
Коэффициент сопротивления трения воды при переходном и турбулентном
движении потока в трубах по [20], табл.3.8, с.183
2
2






2 
746,4  106 
2  1,82lg  Re 2
 1,64   0,04 .
  1,64   1,82lg 3840 
6 
ст 
574,2  10 






Потери давления на трение по воде:
ð2òð
l w 2 2  2
1,3 0,242  994,05
 2  
 0,04 

 124Ï à .
dã
2
0,012
2
98
Местные потери составляются из потерь на входе из штуцера в крышку
вх шткр , на входе из крышки в трубы вх кртр , потери при выходе из труб в
крышку вых тркр , на выходе из крышки в штуцер вых кршт
2
 âõ ø òêð  âû õ êð ø ò   w ø2 ò   âõ êð òð  âû õ òð êð   w 22  

2 
994,05
 0,5  1  0,52   0,5  1  0, 24 2   229 Ï à.

2
ð 2ì 
Таким образом, полное гидравлическое сопротивления трубок
ð2  ðòð2  ðì 2  124  229  335 Ï à .
5.7 Расчет сепаратора
5.7.1 Описание конструкции
Поскольку в горизонтальных сепараторах отсепарированные капли, падая
могут вновь подхватываться паром, применяем вертикальный сепаратор, в
котором повторный унос практически исключен. Таким образом, сепаратор
представляет собой вертикальный аппарат, состоящий из цилиндрического
корпуса поз.2, (рис.5.9.) 2-х крышек поз.3, 4, сепарирующего устройства поз.1,
дырчатого листа поз.6.
Влажный пар из трубопровода через отверстия входного штуцера Б
поступает под дырчатый лист, необходимый для гашения кинетической
энергии парожидкостного потока. Кроме того, дырчатый лист выравнивает
нагрузку на жалюзи.
Для разделения влажного пара в паровом объеме располагается
сепарирующее
устройство
–
жалюзи.
Их
конструкция
выбрана
по
рекомендациям [22], с. 113 и представлена на рисунке 5.10. Как известно,
плотность жидкости намного больше, чем у пара, и при перемене направления
скорости потока ее частицы по инерции продолжают двигаться в прежнем
99
направлении, ударяются о стенки, теряют скорость и удаляются из потока.
Отсепарированная жидкость заполняет дырчатый лист, но проходящий пар
препятствует протеканию конденсата через отверстия листа, обеспечивая
беспровальный
режим.
В
результате,
жидкость
через
переливы,
обеспечивающие определенный ее уровень, отводится по сточным линиям в
жидкостной объем сепаратора и далее в штуцер Г. А сухой насыщенный пар
через патрубок В поступает в трубопровод для дальнейшей конденсации.2
Рисунок 5.9 – Схема сепаратора: 1 – сепарирующее устройство, 2 – корпус,
3, 4 – крышки, 6 – дырчатый лист, Б – патрубок входа влажного пара,
В – патрубок выхода сухого насыщенного пара, Г – патрубок выхода
насыщенной жидкости
100
Рисунок 5.10 – Формы и расположение пластин жалюзийного сепаратора
5.7.2 Расчет геометрических параметров сепаратора
В качестве сепарирующего устройства будем применять жалюзи. Скорость
пара перед жалюзями должна быть не выше значения, определенного по [22],
рис. 4.19, с.126. При Н=1 м , w 0  1
D
ì
. Тогда диаметр сепаратора:
ñ
4  m г  vc
4  4,69  0,01613

 0,31м .
w 0  
1  3,14
Принимаем D  0,6 м .
Уточняем скорость пара перед жалюзи:
w0 
4  mг  v 4  4,69  0,01613
м
.


0,27
с
  D2
3,14  0,62
В сепараторе пар проходит через отверстия дырчатого листа
и
препятствует протеканию жидкости. Т.о. скорость пара в отверстиях дырчатого
101
листа должна быть выбрана такой, чтобы жидкость удерживалась на нем и
стекала только по сливным линиям, т.е. чтобы устанавливался беспровальный
режим
w мин 
2g  
2
 Н  1    
,
отв  
R1  g  
(5.10)
где отв – коэффициент сопротивления дырчатого листа;
 – среднее паросодержание слоя промывочной воды;
Н – действительная высота барботажного слоя;
R 1 – радиус отверстия;
 – коэффициент поверхностного натяжения;
 – плотность жидкости;
 – плотность сухого насыщенного пара.
В
расчетах
коэффициент
сопротивления
дырчатого
листа
отв
определяеться по графику [22], рис. 5.11, с. 92 в зависимости от относительной
площади сечения отверстий дырчатого листа дл , (рис. 5.11)
дл 
Fотв
.
Fд.л
(5.11)
Принимаем общее число труб диаметром d  6мм , расположенных в
пределах шестиугольников n ш  631 . Для данного количества труб число труб,
распологаемых по внешней стороне шестиугольника равно a  15 , а число труб
на диагонали шестиугольника равно m  29 . Общее число труб n  951.
Расстояние между осями труб
s  1,5  d  1,5  0,006  0,009м .
102
Тогда площадь отверстий
d 2
3,14  0,0062
Fотв 
n 
 951  0,0269м2 .
4
4
Площадь дырчатого листа
D2 3,14  0,522
Fд.л 

 0,2123м2 .
4
4
Рисунок 5.11 – Эскиз дырчатого листа
Относительная площадь сечения отверстий дырчатого листа по формуле
(5.11)
дл 
0,0269
 0,13 .
0,2123
Коэффициент сопротивления дырчатого листа отв  2,3 .
103
Действительная высота барботажного слоя
Н  h пер  0,005  0,06  0,005  0,065м ,
где h пер  0,06м – высота перелива.
Среднее паросодержание слоя промывочной воды
w03
2
0,273


 0,03 .
1   g  H 9,81  0,065
Решая квадратное уравнение
2  0,03    0,03  0 ,
определяем среднее паросодержание слоя промывочной воды   0,159 .
Коэффициент поверхностного натяжения
  103   a   b  t   103  14,8  0,13  80   4,4 103
Н
.
м
Здесь a  , b  – коэффициенты, определенные по [18], табл. VI-7, с.82.
Плотность жидкости при температуре 80оС:
 
1
1
кг

 917,43 3 .
v 0,00109
м
Плотность сухого насыщенного пара при температуре 80оС:
104
 
w мин 
1
1
кг

 62,0 3 ,
v 0,01613
м
2g  
2
 Н  1    
.
отв  
R1  g  
Скорость пара в отверстиях дырчатого листа по формуле (5.10)
w мин
2  9,81  917,43
2  4,4  103
м

 0,065  1  0,159  
 2,6 .
2,3  62
0,003  9,81  917,43
с
Расчетная толщина стенки корпуса
pс  Dвн
14,1  105  0,6
SR 

 0,003 м ,
2   P  pс 2  152  106  1  14,1  105
где pс – давление в сепараторе;
  152МПа
– допускаемое напряжение в корпусе по [15], табл.1.3,
с.11;
φр – коэффициент прочности сварного шва при автоматической сварке
стыкового шва со 100% контролем.
Толщина стенки с учетом прибавки на коррозию
S  SR  С  3  2  5мм .
Принимаем S=10 мм.
105
5.8 Расчет испарителя
5.8.1 Описание конструкции
По конструкции испаритель выполнен кожухотрубчатым с ходом газа
между трубами, а воды – по трубам.
Жидкий фреон из промсосуда через патрубок Д (рис 5.12) поступает в
испаритель и заполняет межтрубное пространство. Аналогично вода поступает
через патрубок Ж в трубную решетку. Пройдя ход, жидкость поворачивает в
крышке и делает второй ход, а после выходит через патрубок З.
Рисунок 5.12 – Схема испарителя: 1 – корпус, 2, 3, 4 – крышки, 5 – опоры,
6 – решетка трубчатки, 10 – резиновые кольца, Д – патрубок входа конденсата,
Е – патрубок выхода пара, Ж – вход воды, З – выход воды
Корпус
(поз.
1)
представляет
собой
цилиндрическую
обечайку,
ограничивающую снаружи межтрубное пространство в аппарате. По трубному
пространству аппарат ограничивают крышки (поз. 2, 4).
Трубный пучок собран из труб d  14х2 . Трубы в пучке располагаются по
сторонам равностороннего треугольника.
106
Неподвижная решетка трубчатки (поз. 6) стягивается шпильками между
фланцами корпуса и крышки, а зазор между подвижной решеткой и корпусом
уплотняется двумя термостойкими резиновыми кольцами (поз. 10). Подвижная
решетка обеспечивает свободное удлинение труб, что исключает возможность
возникновения температурных напряжений.
Для крепления труб с целью предотвращения их прогибов и вибраций, а
также
для
организации
поперечного
обтекания
труб
в
межтрубном
пространстве и получения более высокой скорости среды внутри кожуха
установлены поперечные перегородки.
Для повышения скорости воды в трубах в крышке поз.2 устанавливают
перегородку. При этом обеспечивается течение жидкости через половину труб
в одном направлении. Пройдя этот ход, жидкость поворачивает в полости
противоположной крышки и возвращается обратно через другую половину
труб к выходному патрубку, который так же, как и входной, расположен на
крышке со стороны неподвижной трубной решетки. Перегородку приваривают
к крышке, при этом в прымыкающей трубной решетке выполняют паз, в
который при сборке входит перегородка вместе с уплотняющей прокладкой.
К аппарату снизу приварены опоры (поз.5) для установки аппарата на раме.
5.8.2 Конструктивный и тепловой расчет
Рисунок 5.13 – Схема контура испаритель – промежуточный теплообменник
107
Массовый расход хладагента через испаритель
mõ  1  õ   m õ  1  0,31  4,45  3,07
êã
.
ñ
Тепловая нагрузка на испаритель
Q х  mx  q x  3,07  147,6  453,13кВт .
Массовый расход воды через испаритель
m wи 
Qх
c w   t wи2  t wи1 

453,13
кг
 15,46 .
4,187  12  5 
с
Объемный расход воды через испаритель
mwи 15,46
м3
м3
Vwи 

 0,0155
 55,8 ,
1
999,2
с
ч
где 1 – плотность воды
1 
1вх  1вых 998,9  999,5
кг

 999,2 3 ,
2
2
м
где 1вх , 1вых – кинематическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из испарителя по [20], табл.1.36, с. 92.
Из уравнения теплопередачи площадь теплоотдающей поверхности
испарителя
Qх
453,13  103
F

 21,04 м 2 ,
к  t 1205  17,87
108
где к – коэффициент теплопередачи. Предварительно принимаем
значение ê  1205
Âò
;
ì 2Ê
t – температурный напор испарителя (рис. 5.14)
t 
t б  t м 21,6  14,6

 17,870 С .
t б
21,6
ln
ln
t м
14,6
Рисунок 5.14 – График изменения температуры теплоносителей
Принимаем трубы 14×1. Внутренний диаметр труб
d вн  d  2  0,014  2  0,001  0,012 м .
Общая длина труб
L
F
21,04

 558м .
d вн 3,14  0,012
Принимаем общее число труб при треугольном их расположении N  397 .
109
Для данного количества труб число труб на диагонали шестиугольника
равно m  23 . Будем делать испаритель двухходовой по воде. Поэтому общее
число труб надо брать за вычетом одного ряда, т.е.
n  N  m  397  23  374 .
Количество труб в одном ходе
ni 
n 374

 187 .
2
2
Тогда длина одной трубы
l
L 558

 1,5м .
n 374
Внутренний диаметр обечайки кожуха испарителя
Dвн  m  s  23  0,019  0,44м ,
где s  1,35  d  1,35  0,014  0,019м – расстояние между осями труб.
Принимаем D вн  0,5м .
Расчетная толщина стенки кожуха
p02  Dвн
105  0,5
SR 

 0,0001м ,
2   P  p02 2  152  106  1  105
где p 02 – давление в межтрубном пространстве;
  152МПа
110
– допускаемое напряжение в корпусе по [15],
табл.1.3, с.11;
φр – коэффициент прочности сварного шва при автоматической
сварке стыкового шва со 100% контролем.
Толщина стенки с учетом прибавки на коррозию
S  SR  С  0,1  2  2,1мм .
Принимаем S=6мм.
Кинематическая вязкость
6
2
1вх  1вых 1,319  1,593  10
6 м
,
1 

 1,456  10
2
2
с
где 1вх , 1вых – кинематическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из испарителя по [20], табл.1.36, с.92;
Скорость воды в трубах
w1 
m wи
4  m wи
4 15,46
м


 0,73 .
2
2
f  1   d вн  n i  1 3,14  0,012  187  999,2
с
Число Рейнольдса аналогично формуле (5.1)
Re1 
Число Прандтля
0,73  0,012
 6016 .
1,456 106
Pr1 
Pr1вх  Pr1вых 9,680  12,007

 10,84 ,
2
2
111
где Pr1вх , Pr1вых – число Прандтля для воды соответственно на входе и
выходе из испарителя по [20], табл.1.36, с.92
Динамическая вязкость воды
  1вых 1317,5  1592,2   10
1  1вх

2
2
6
 1454,85  106 Па  с ,
где 1вх , 1вых – динамическая вязкость для воды соответственно на входе
и выходе из испарителя по [20], табл.1.36, с.92.
Температура стенки
t t
t t
t ст   1вх 1вых  2 вх 2 вых
2
2


 12  5 9,6  (9,6) 
0

/2  
/2  0 C.
2
 2


Днамическая вязкость воды при температуре стенки
ст   ст  ст  1,789  106  999,9  1788,82 10 6 Па  с ,
где  ст  1,789  10
ст  999,9
6
м2
– кинематическая вязкость при температуре стенки;
с
кг
– плотность при температуре стенки по [3], табл.1.36,
м3
с.92.
Число Нуссельта по формуле (5.2)
112
  0,012  
Nu1  0,0235  60160,8  230  (1,8  10,840,3  0,8)  1  
 
1,5





 1454,85  106 

6 
 1788,82  10 
0,14
 55.
Коэффициент теплоотдачи
Nu1  1 55  57,15  102
Вт
,
1 

 2619 2
d вн
0,012
м К
   2вых  58,0  56,3 10

где  2  2вх
2
2
2
 57,15  102
Вт
.
мК
Здесь  2вх ,  2вых – кэффициент теплоотдачи ля воды соответственно на
входе и выходе из испарителя по [20], табл.1.36, с.92.
Средний коэффициент теплоотдачи фреона на пучке труб можно
определить по формуле
 2   рк  п ,
(5.12)
где  п – коэффициент, учитывающий влияние пучка труб. Эго величина
зависит от свойств кипящего фреона и плотности теплового потока. По [21],
рис.2.6, с.37 п  1,4
 рк  С0q
0,75
R 
 f     z 
 R эт 
0,2
,
(5.13)
113
где С 0 – величина, характерезующая влияние свойств вещества на
теплоотдачу;
q – плотность теплового потока;
f    – коэффициент, учитывающий влияние давления;
R z – характеристика шероховатости поверхности;
R эт – характеристика шероховатости эталонной поверхности.

Ñ0  550  ðêð
1
5 4
 10

7
 Òêð8

Ì

1
8

 550  41,38  10
5
1
5 4
 10

 409,6

7
8
 100,49

 4,06,
где ркр – критическое давление. Для R-142 по [12], табл. VI  2 , с.70,
ркр  41,38 105 Па ;
М – молекулярная масса фреона. Для R-142 по [12], табл. VI  2 , с.70,
М  100,49 .
Плотность теплового потока
q
Qх
Qх
453,13
кВт


 18,4 2 .
F l  n    d н 1,5  374  3,14  0,014
м
Коэффициент, учитывающий влияние давления
0,4 
0,4 


f     0,14  1,6 
 0,024  0,19 ,
    0,14  1,6 
1  
1  0,024 


где  – приведенное давление
р
105


 0,024 .
ркр 41,38  105
1
8

114
R z  3  6мкм . Принимаем
Для труб промышленного изготовления
R z  4 мкм , R эт  1мкм .
Коэффициент теплоотдачи по формуле (5.12)

 рк  4,06  18,4  10
3

0,78
4
 0,19   
1
0,2
 2159
Вт
.
м2  К
Средний коэффициент теплоотдачи фреона на пучке труб по формуле
(5.13)
 2  2159  1,4  3023
Вт
.
м2  К
Коэффициент теплопередачи испарителя
ê
1
d
1 d
d
1

 âí  ln
 Rç 
1 d âí 2 òð
d âí
2

1
Âò
 1206 2
,
1
0,014 0,012
0,014
1
ì

Ê


 ln
 0,000032 
2619 0,012 2  45
0,012
3023
где R ç  0,000032
ì
Ê
– термическое сопротивление образующейся на
Âò
2
внутренней стенке трубок накипи аналогично разделу 5.5.2.
В связи с малой разницей принятого коэффициента теплопередачи с
вычисленным перерасчет не проводим.
Отношение расстояния между перегородками к внутреннему диаметру
кожуха принимаем
lпер
Dвн
 0,5 , а отношение высоты окна к внутреннему
115
диаметру
h пер
Dвн
 0,15 , тогда:
lпер 
h пер 
lпер
Dвн
h пер
Dвн
 Dвн  0,5  0,5  0,25м ,
 Dвн  0,15  0,5  0,075м .
Количество перегородок
х
l - 2  lпер
lпер

1,5  2  0,25
 4.
0,25
5.8.3 Поверочный расчет испарителя
Определяем передаваемый тепловой поток

 ê  F
Q  Ñ1  t1âõ  t 2   1  åõð  
   64,7  12   9,6   
Ñ

1 


 1206  21,04  
 1  åõð  
 453,4êÂò,
3 
64,7

10




где С1 – расходная теплоемкость горячего теплоносителя.
С1  срw  m wи  4,187  15,46  64,7
кДж
,
Кс
Q 453,4  453,13

 100  0,06%  5% .
Q
453,4
Уточняем температуру воды на выходе из аппарата
116
 ê  F
t1âû õ  t 2   t1âõ  t 2   åõð  
   9,6   12   9,6   
Ñ

1 
 1206  21,04 
åõð  
 5 0 Ñ.
3 
 64,7  10 
КПД испарителя
 к  F
 1206  21,04 
и  1  ехр  
 0,7 .
  1  ехр  
3 
С
64,7

10



1 
Коэффициент компактности теплообменника

F 21,04

 81 .
V 0,26
Коэффициент использования массы теплообменника
Q
453,4  103
km 

 33 .
M  t ср 760  17,87
5.8.4 Гидромеханический расчет испарителя
Гидравлическое сопротивление при внешнем поперечном обтекании
трубных пучков по [20], табл.3.10, с.206
s

2  5,2  1  1
d 
0,25
 Re
0,29
2
 0,019 
 5,2 
 1
 0,014 
0,25
 2393160,29  1,25 .
Проходное сечение при поперечном обтекании рабочей среды
 0,014 
 d 
f п  Dвн  lпер  1  н     0,5  0,25  1 
 0,525  0,017 м2 .

S

 0,019 
Здесь значение
  0,525 - из [21], табл.3.4, с.79
117
v2 
v 2вх  v 2вых 0,000838  0,2142
м

 0,11 .
2
2
кг
3
По формуле (5.9) скорость при обтекании пучка труб
3,07  0,11
м
 20 .
0,017
с
w2 
Число Рейнольдса по формуле (5.8)
Re2 
20  0,014
 239316 ,
1,17  106
   2вых  0,28  2,06  10
где  2  2вх

2
2
6
м2
.
 1,17  10
с
6
Потери давления при поперечном омывании пучков из гладких труб
р2м 
0,5    z p  cz  c  w 22
1ср
0,5 1,25  23 1 1,06  202

 55 409 Па ,
0,11
где c z – поправочный коэффициент на малорядность пучков. Учитывается
при z p  6 ;
c – поправочный коэффициент на угол атаки. Принимаем угол
атаки   900
c  0,0582  0,426  102  à  0,237  103  à2  0,186  105  3à  0,0582 
0,426  102  90  0,237  103  902  0,186  105  903  1,06.
В случае поперечного обтекания сопротивление трения составляет
118
ничтожную долю местных сопротивлений, поэтому полное сопротивление
пучков
р 2  р 2м  55 409 Па .
Коэффициент сопротивления трения воды при переходном и турбулентном
движении потока в трубах по [20], табл.3.8, с.183
2
2






1 
1454,85  106 
1  1,82lg  Re1

1,64

1,82lg
6016


1,64


  0,04 .


6 

1788,82

10


ст 





Потери давления на трение
р1тр
l w12  1
3,0 0,732  999,2
  
 0,04 

 2662 Па .
dг
2
0,012
2
Местные потери составляются из потерь на входе из штуцера в крышку
вх шткр , на входе из крышки в трубы вх кртр , потери при выходе из труб в
крышку вых тркр , на выходе из крышки в штуцер вых кршт и потери на поворот
потока на 180 0  пов
1 
âõ ø òêð  âû õ êð ø ò  2  ï î â   w ø2 ò  2 âõ êð òð  âû õ òð êð   w12  


2
999,2
 0,5  1  2  1,2   1,12   0,5  1  0,732   2738 Ï à,

2
ð1ì 

где пов  1,2 при повороте на 900 по [21], с.83.
Таким образом, полное гидравлическое сопротивления трубок
р1  ртр1  рм1  2662  2738  5400 Па .

119
5.9 Расчет подогревателя фреона
5.9.1 Конструктивный тепловой расчет
Удельная работа насоса
2
2
1
ñ   р
lÍ ³  υ
 0,8
îà  р
ñ   10  η
í ³  0,00109  20  14,1  10  0,8
1
êÄæ
.
êã  Ê
Удельная теловая нагрузка при подогреве жидкого R-142
qà  h î à  h c  lí ³  529,99  526,60  0,8  2,6
êÄæ
.
êã
Теловая нагрузка при подогреве жидкого R-142в
Q  mа  q a  86,91  2,6  226 кВт .
Необходимый массовый расход воды через теплообменник
mw 
Q
226
кг

 10,8 ,
срw  t1вх  t1вых  4,187  100  95
с
где t1вх – температура воды на входе в теплообменник;
t1вых – температура воды на выходе из теплообменника.
Температурный напор теплообменника (рис. 5.15)
t 
t á  t ì 17,8  15

 16,40 Ñ .
t á
17,8
ln
ln
15
t ì
Рисунок 5.15 – График изменения температуры теплоносителей
120
Из уравнения теплопередачи площадь теплоотдающей поверхности
теплообменника
Q
226  103
F

 7,88 м 2 ,
к  t 1748  16,4
где к – коэффициент теплопередачи. Предварительно принимаем значение
к  1748
Вт
.
м2К
Принимаем трубы 14×1. Внутренний диаметр труб
d вн  d  2  0,014  2  0,001  0,012 м .
Общая длина труб:
L
F
7,88

 209 м .
d вн 3,14  0,012
Принимаем общее число труб при треугольном их расположении n  169 .
Для данного количества труб число труб, распологаемых по внешней стороне
шестиугольника равно a  8 , а число труб на диагонали шестиугольника равно
m  15 . Тогда длина одной трубы
l
L 209

 1,24м .
n 169
Внутренний диаметр обечайки кожуха
Dвн  m  s  15  0,021  0,32м ,
где s  1,5  d  1,5  0,014  0,021м – расстояние между осями труб
121
Расчетная толщина стенки кожуха
p0а  Dвн
20  105  0,32
SR 

 0,002 м ,
2   P  p0а 2  152  106  1  20  105
где p 0а – давление в межтрубном пространстве;
  152МПа
– допускаемое напряжение в корпусе по [19], табл.1.3,
с.11;
φр – коэффициент прочности сварного шва при автоматической сварке
стыкового шва со 100% контролем.
Толщина стенки с учетом прибавки на коррозию
S  SR  С  2  2  4мм .
Принимаем S=6мм.
Кинематическая вязкость воды
2
1вх  1вых  0,29  0,31  10
6 м
,
1 

 0,3  10
2
2
с
6
где 1вх , 1вых – кинематическая вязкость воды соответственно на входе и
выходе из теплообменника по [20], табл.1.36, с.92.
Скорость воды в трубах
w1 
mw
4  mw
4 10,8
м
,



0,6
2
f  1   d вн
 n  1 3,14  0,0122  169  968,8
с
где 1 – плотность воды
1 
1вх  1вых 968,4  969,2
кг

 968,8 3 ,
2
2
м
где 1вх , 1вых – плотность воды соответственно на входе и на выходе из
122
теплообменника по [20], табл.1.36, с.92.
Число Рейнольдса аналогично формуле (5.1)
Re1 
0,6  0,012
 24000 .
0,3 106
Число Прандтля
Pr1 
Pr1вх  Pr1вых 1,75  1,9

 1,82 .
2
2
Средняя динамическая вязкость
  1вых  282  300   10
1  1вх

2
2
6
 291  106 Па  с .
Температура стенки
t t
t t
t ст   1вх 1вых  2вх 2вых
2
2


 100  95 80  82,2 
0

/2  
 / 2  89 C .
2
2



Динамическая вязкость при температуре стенки
ст  ст  ст  0,33  106  970,3  320  106 Па  с ,
ст  0,33  10
6
м2
– кинематическая вязкость при температуре стенки по
с
[20], табл.1.36, с.92;
ст  970,3
кг
– плотность при температуре стенки по [20],
м3
123
табл.1.36, с.92.
Число Нуссельта по формуле (5.2)

Nu 2  0,0235  240000,8
 291  106 

6 
 320  10 
2

3
0,012



 230  (1,8  1,820,3  0,8)  1  
  1,24  



0,14
 97.
Коэффициент теплопроводности
  1вых  68,3  68,1 10
1  1вх

2
2
2
 68,2  102
Вт
,
мК
где 1вх , 1вых – коэффициент теплопроводности воды соответственно на
входе и выходе из теплообменника по [20], табл.1.36, с.92.
Коэффициент теплоотдачи
Nu1  1 97  68,9  102
Вт
.
1 

 5569 2
d вн
0,012
м К
Скорость хладона в пучке труб
w2 
ma  v2
,
fп
(5.14)
где f п – проходное сечение при продольном обтекании трубного пучка
2
f п  0,785  Dвн
 n  d н2   0,785  0,322  169  0.014 2   0,054 м 2 .
По формуле (5.14) скорость жидкого R-142
w2 
124
86,91  0,00109
м
 1,75 .
0,054
с
Число Рейнольдса по формуле (5.8)
Re2 
1,75  0,014
 181481.
0,135  106
Число Нуссельта при продольном обтекании труб
0,11
 
0,125  Re2  Pr2   2 
 ст    ,
Nu 2 
l
 2 
1,07  4,5    Pr2 3  1




(5.15)
где Pr2 – число Прандтля;
 2 ,  cт – динамическая вязкость фреона соответственно средняя и при
температуре стенки;
, l – коэффициенты

1
1,82lg Re 1,64 
2

1
1,82lg181481  1,64 2
 0,016 ;
d
0,014
l  1  2  1  2 
 1,02 ;
l
1,24
Pr2 
Pr2вх  Pr2вых 2,78  2,7

 2,74 ;
2
2
   2вых 126  123  10
 2  2вх

2
2
6
 124,5  106 Па  с .
Таким образом, число Нуссельта по формуле (5.15)
125
 124,5 
0,125  0,016  181481  2,74  

114 

Nu 2 
2


3
1,07  4,5 0,016   2,74  1 




0,11
 1,02  634 .
Коэффициент теплопроводности
   2вых  7,18  7,06   10
 2  2вх

2
2
2
 7,12  102
Вт
.
мК
Коэффициент теплоотдачи
Nu 2   2 634  7,12  102
Вт
.
2 

 3224 2
d
0,014
м К
Коэффициент теплопередачи теплообменника
ê
1
d
1 d
d
1

 âí  ln
 Rç 
1 d âí 2 òð
d âí
2

1
Âò
 1748 2 ,
1
0,014 0,012
0,014
1
ì Ê


 ln
 0,000032 
5569 0,012 2  45
0,012
3224
где R ç  0,000032
ì 2 Ê
– термическое сопротивление образующейся на
Âò
внутренней стенке трубок накипи аналогично разделу 5.5.2.
В связи с малой разницей принятого коэффициента теплопередачи с
вычисленным перерасчет не проводим.
126
5.9.2 Поверочный расчет подогревателя жидкого фреона
Определяем передаваемый тепловой поток в случае конденсации пара
Q  Ñ1  t1âõ

 ê F
Ñ1   
 1  åõð  
1 
 
Ñ1  Ñ2   


 t 2âõ   
  45,2  100  80  




Ñ
Ñ
ê

F
1
 1  1  åõð  
1 
  

Ñ2
 Ñ1  Ñ2   



 1748  7,88 
45,2  
1  åõð  
1






45,2  103  102,5  


  225,4êÂò,


 1748  7,88 
45,2
45,2   
1


åõð

1



  
3 
 45,2  10  102,5   
 102,5
где С1 – расходная теплоемкость горячего теплоносителя;
С 2 – расходная теплоемкость холодного теплоносителя;
С1  срw  m w  4,187  10,8  45,2
кДж
;
Кс
С2  ср  mа  1,18  86,91  102,5
кДж
;
Кс
Q 225,4  226

 100  0,3%  5% .
Q
225,4
Уточняем температуру воды на выходе из аппарата
t1вых  t1вх   t1вх

 к  F  С1   
 1  ехр  
1 
 
С
С
1

2
 


 t 2вх   
 100  100  80  
 к  F  С1   
С1
1
 ехр  
1 
  

С
С
С
2
1 
2  




 1748  7,88 
45,2  
1  åõð  
1






45,2  103  102,5  


  95 0 Ñ .


 1748  7,88 
45,2
45,2   
 åõð  
1

 1 
  
3 
 45,2  10  102,5   
 102,5
Уточняем температуру фреона на выходе из аппарата
127
t 2âû õ  t 2âõ   t1âõ

 ê F
Ñ1   

1
 1  åõð  
 

Ñ
Ñ
Ñ1 
 
2

1


 t 2âõ  
  80  100  80  
Ñ2




Ñ
Ñ
 1  1  åõð   ê  F 1  1   


Ñ2
 Ñ1  Ñ2   



 1748  7,88 
45,2  

1
1  åõð  




45,2  103  102,5  
45,2 

  82,2 0 Ñ.


102,5 
 1748  7,88 
45,2   
45,2

1
 åõð  
 1 
  
3 
102,5
102,5
10

45,2
 



КПД переохладителя
 к  F  С1  
 1748  7,88 
45,2  
1  ехр  
1  ехр  
1

1 

С1  С2  
45,2  103  102,5  


о 

 0,25 .
 к  F  С1  
 1748  7,88 
45,2
45,2  
С1
1
 ехр  
1 
  1  102,5  ехр   45,2  103 1  102,5  
С2
С
С



1 
2 

5.9.3 Гидромеханический расчет подогревателя
Коэффициент сопротивления трения воды при переходном и турбулентном
движении потока в трубах по [20], табл.3.8, с.183
2
2






1 
291  106 
1  1,82lg  Re1
 1,64   0,04 .
  1,64   1,82lg 24000 
6 
ст 
320  10 






Потери давления на трение
р1тр
l w12  1
1,3 0,62  968,8
  
 0,04 

 756 Па .
dг
2
0,012
2
Местные потери составляются из потерь на входе из штуцера в крышку
вх шткр , на входе из крышки в трубы вх кртр , потери при выходе из труб в
крышку вых тркр , на выходе из крышки в штуцер вых кршт
1
 âõ ø òêð  âû õ êð ø ò   w ø2 ò   âõ êð òð  âû õ òð êð   w 22  

2
968,8
 0,5  1  0,52   0,5  1  0,6 2   443Ï à.

2
128
ð1ì 
Таким образом, полное гидравлическое сопротивления трубок
р1  р тр1  рм1  756  443  1199 Па .
Гидравлическое сопротивление при внешнем продольном обтекании
трубных пучков по [20], табл.3.10, с.206
 0,021 
s
0,96 
 0,63
0,96    0,63
0,014 
d


2 

 0,03 .
2
2
1,8lg Re2  1,64  1,8lg181481  1,64 
Потери давления при продольном омывании пучков из гладких труб
р2тр  2 
l w 22
1,24
1,752

 0,03 

 2010 Па ,
d э 2  2
0,026 0,00109  2
где d э – эквивалентный диаметр канала
dэ 
D 2  nd 2 0,322  169  0,0142

 0,026м .
D  nd
0,32  169  0,014
Местные потери составляются из потерь на входе из штуцера в корпус
вх шткр , потери при выходе из труб в корпус вых тркр
р2м
w 22
1,752

 вх шткр  вых кршт   2  0,00109  0,5  1  2107 Па .
2  2
129
Таким образом, полное гидравлическое сопротивления при внешнем
продольном обтекании трубных пучков
р2  р тр2  рм2  2010  2107  4117 Па .
5.10 Расчет водогрейного котла
Вычисления
проводятся
с
помощью
программы
«Подогреватель»,
измененной с учетом необходимости установки теплообменника для нагрева
жидкого R-142в.
Порядок выполнения вычислений
1. Введите исходные данные в файле «Исходные данные». Десятичную
запятую необходимо вводить как точку. После введения параметров
необходимо сохранить изменения в файле «Исходные данные».
2. Запустить расчет. Появится окно, в котором необходимо ввести
количество труб в ряду.
3. Результаты вычислений сохраняются в файле «Результаты расчета».
По данной программе проводим несколько расчетов, задаваясь разными
значениями количеств труб в ряду и размерами труб. По наибольшему
значению коэффициента теплопередачи и приемлемым потерям давления
выбираем трубки 32х3 и 10 труб в ряду.
Результаты расчета приведены в таблице 5.3.
Таблица 5.3 – Результаты расчета подогревателя СТК
Наименование
Обозначение Размерность
параметра
1
2
3
Исходные данные
Количество труб в ряду
Расход воды
Температура воды на
выходе
Численное
значение
4
n
mw
шт.
кг / с
10
10,9
t1вых
C
100
130
Продолжение таблицы 5.3
1
Температура воды на
входе
Максимальная
температура топочных
газов
Минимальный
температурный напор
Температура воздуха за
регенератором
Характеристика трубного
пучка:
– схема включения
– безразмерный шаг
– расчетная
шероховатость
внутренней поверхности
труб
Топочный процесс
Тепловая мощность
подогревателя
Температура адиабатного
горения
Температура
Расход топлива
Расход продуктов
сгорания
Расход первичного
воздуха
Степень рециркуляции
топочных газов
Расход топочных газов
Расход
рециркуляционного газа
Максимальный
температурный напор
Теплопередача трубного
пучка
Средняя скорость воды в
трубах
Критерий Рейнольдса воды
2
3
4
t1вх
C
95
t Г1
C
900
2
C
20
tв
C
170
двухзаходный, гладкотрубный,
поперечно обтекаемый, шахматный
1,6x2
ав

мм
0,2
Qa
кВт
229
t Га
C
2081
t Г2
m топ
C
кг / с
115
0,0049
mГ
кг / с
0,0851
mв1
кг / с
0,0801
 рец
–
2,77
GГ
кг / с
0,24
m рец
кг / с
0,15
1
C
800
wa
м/с
1,1
Re wa
–
91905
131
Продолжение таблицы 5.3
1
2
Коэффициент теплоотдачи воды
 wa
Ширина газохода
Площадь проходного сечения
межтрубного пространства
Средняя скорость топочных газов
в пучке
Критерий Рейнольдса топочных
газов
Коэффициент теплоотдачи
топочных газов
Средний температурный напор
Температура стенки труб
Средний коэффициент
теплопередачи
Число рядов труб
Принятое число труб
Высота секции
Длина витков труб
Объем аппарата
Сопротивление циркуляционной
воды
Сопротивление газового такта
B
3
Вт
м2  К
мм
fг
м2
0,2
wГ
м/с
1,8
Re Г
–
1223
Г
z
z*
H*
L
V
Вт
м2  К
C
C
Вт
м2  К
–
–
мм
мм
м3
36
44
2816,0
1075,2
1,3
p a
Па
16869
p Г
Па
24
t a
t ст
k
4
7675,7
2,0
32,0
211
98
39,0
132
6 ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
6.1 Расчет экономических показателей конденсатора
Конденсатор предназначен для конденсации пара хладона R-142. При
расчете себестоимости проектируемого конденсатора в качестве аналога
для сравнения взят компрессор газоохладитель III ступени, выпускаемый
на ПАО «Сумское НПО им.Фрунзе».
6.1.1 Расчет производственной и полной себестоимости
Учитываем разницу в массе конденсатора, который проектируется, и
газоохладителя
Mo 84258
грн
,
С  o 
 50,15
G
1680
кг
о
м
где Mo – стоимость сырья, материалов, полуфабрикатов и покупных
изделий в себестоимости конструкции-аналога, грн;
G o – масса конструкции-аналога, кг.
Расчетная масса конденсатора, составляет 1,405 т. Тогда прямые
материальные расходы на изготовление составят:
См  50,15 1405  70460,75грн .
Трудоемкость определяется по формуле:
Т  Тo  К м  К нов  К ск ,
где Т o – технологическая трудоемкость изготовления конструктивно
133
подобного оборудования, нормо-ч;
К м ,К нов ,К ск - соответственно коэффициенты, которые учитывают
разницу в массе, новизне и сложности конструкции.
Трудоемкость работ изготовления аналога составляет 1978,8 нормо-ч.
Коэффициент, который учитывает разницу в массе базы, определяется по
формуле
2
2
 G 
 1405 
Км  3  o   3 
  0,89 ,
G 
 1680 
где G – маса оборудования, которое проектируется;
G o – масса конструктивно подобного оборудования.
Коэффициент, который учитывает разницу в новизне конструкции, которая
проектируется, и базовой модели берется согласно методическим указаниям
17 , с.9.
Коэффициент, который учитывает разницу в сложности конструкции,
которая проектируется, и базовой модели берется согласно методическим
указаниям.
Тогда трудоемкость будет составлять
Т  1978,8  0,89 1,2 1,1  2324,7 нормо-ч.
Середнечасовая тарифная ставка работ составляет
Соч 
Cоз 13482

 6,81 грн./нормо-ч.
Т о 1978,8
Основная заработная плата производственных рабочих определяется по
формуле
Cз  Соч  Т  6,81  2324,7  15831,21 ,грн,
134
о
ч
где С – часовая тарифная ставка, которая отвечает среднему разряду
работ аналогичной конструкции, грн/нормо-час.;
Т – трудоемкость конструкции, которая проектируется, нормо-ч/од.
Дополнительная заработная плата составляет 16% от основной
Сд  Сз  0,16  15831,21  0,16  2532,99 , грн.
Отчисления на социальное страхование составляют 37% от основной и
дополнительной заработной платы производственных рабочих
Ссоц   Сз  Сд   0,37  15831,21  2532,99   0,37  6794,76 , грн.
Расходы на подготовку и освоение производства – 30% от основной
заработной платы
Спо  Сз  0,30  15831,21  0,3  4749,36 , грн.
Расходы на спецоснащение и инструменты - 25% от основной заработной
платы
Сои  Сз  0,25  15831,21  0,25  3957,80 , грн.
Расходы на содержание и эксплуатацию оборудования – 250% от основной
заработной платы
Ссэо  Сз  2,5  15831,21  2,5  39578,03 , грн.
Общепроизводственные расходы – 80 % от основной заработной платы
Соп  Сз  0,8  15831,21  0,8  12664,97 , грн.
135
Производственная себестоимость равняется сумме расходов на сырье и
материалы, основной и дополнительной заработной платы производственных
рабочих, отчислений на социальное страхование, расходов на подготовку и
освоение производства, расходов на спецоснащение и инструменты, расходов
на содержание и эксплуатацию оборудования, а также общепроизводственных
расходов
Спр  См  Сз  Сд  Ссоц  Спо  Сои  Ссэо  Соп  70460,75  15831,21  2532,99 
6794,76  4749,36  3957,80  39578,03  12664,97  156569,87грн.
Полная себестоимость равняется сумме производственной себестоимости,
общехозяйственных расходов, других расходов, потерь от нехватки и
внепроизводственных расходов.
Общехозяйственные расходы составляют 150 % от основной заработной
платы
Сох  Сз 1,5  15831,21 1,5  23746,82 , грн.
Внепроизводственные расходы составляют 3% от производственной
себестоимости
Свн  Спр  0,03  156569,85  0,03  4697,10 , грн.
Полная себестоимость составит
Сп  Спр  Сох  Свн  156569,87  23746,82  4697,10  185013,79грн.
136
6.1.2 Определение оптовой цены
Оптовая цена определяется как сумма полной себестоимости и плановой
прибыли
Ц  Сп  П н ,
где С п – полная себестоимость;
П н – нормативная прибыль.
Плановая прибыль составляет 25% от полной себестоимости
П н  Сп  0,25  185013,79  0,25  46253,45 , грн.
Таким образом, оптовая цена
Ц  185013,79  46253,45  231267,24 , грн.
Налог на добавленную стоимость составляет 20% от оптовой цены
Í  Ö  0,2  231267,24  0,2  46253,45, ãðí .
Оптовая цена с НДС составит
Ö í  Ö  Í  231267,24  46253,45  277520,69, ãðí .
Результаты расчета себестоимости и оптовой цены приведены в таблице
6.1.
137
Таблица 6.1 – Калькуляция себестоимости конденсатора, грн
Код
01
02
03
04
Статья расходов
Прямые материальные расходы
Основная заработная плата
Дополнительная заработная плата (16%)
Отчисление на социальное страхование (37 %)
Сумма
расходов
70460,75
15831,21
2532,99
6794,76
05 Спецоснащение и инструменты (25%)
3957,80
06 Расходы на подготовку и освоение производства (30%)
4749,36
07 Расходы на содержание и эксплуатацию оборудования
(250%)
08 Общепроизводственные расходы (80 %)
39578,03
081
09
010
011
Производственная себестоимость
Общехозяйственные расходы (150%)
Внепроизводственные расходы (3%)
Полная себестоимость
Плановые накопления (прибыль 25%)
Оптовая цена
НДС (20%)
Оптовая цена (с НДС)
12664,97
156569,87
23746,82
4697,10
185013,79
46253,45
231267,24
46253,45
277520,69
Калькуляция базового варианта приведена в приложении Г.
6.1.3 Расчет капитальных расходов потребителя
Расходы на транспортировку берем на уровне 8% от стоимости
конденсатора. Тогда они будут составлять:
Ðòð  Öí  0,08  277520,69  0,08  22201,65, ãðí .
Расходы на фундамент и монтаж техники берем на уровне 20% от
стоимости оборудования
Ðô ì  Öí  0,20  277520,63  0,20  55504,14, ãðí .
138
Расходы на коммуникации, ограждение берем на уровне 20% от
стоимости оборудования
Ðêî  Ö í  0,20  277520,63  0,20  55504,14, ãðí .
Другие капитальные одноразовые расходы берутся на уровне 15% от
стоимости оборудования
Ðäð  Öí  0,15  277520,63  0,15  41628,10, ãðí .
Таким образом, стоимость капитальных расходов потребителя
Ê  Ö í  Ðòð  Ðô ì  Ðêî  Ðäð  277520,69  22201,65  55504,14  55504,14 
41628,10  452358,72, ãðí .
Приведенные результаты расчета капитальных расходов представлены в
таблице 6.2.
Таблица 6.2 – Капитальные расходы потребителя, грн
Наименование расходов
Показатели
1
2
Стоимость конденсатора
277520,69
расходы на транспортировку (8%)
22201,65
расходы на фундамент и монтаж (20%)
55504,14
расходы на коммуникации и ограждения (20%)
55504,14
другие капитальные расходы (15%)
41628,10
Всего капитальных расходов
452358,72
139
6.1.4 Расчет годовых эксплуатационных расходов потребителя
Расходы на текущий ремонт оборудования определяются укрупненным
методом как 5% от первоначальной стоимости оборудования
Рр  Цн  0,05  277520,69  0,05  13876,03 грн.
Годовые амортизационные отчисления определяются линейным методом
как балансовая стоимость оборудования, разделенная на количество лет его
полезного использования. Для конденсатора срок полезного использования
берется на уровне 20 лет. Тогда амортизационные отчисления составят
А
К 452358,72

 22617,94 грн.
Т кв
20
Таким образом, общие эксплуатационные расходы потребителя составляют
Рэ  Рр  А  13876,03  22617,93  36493,96грн.
Результаты расчета сводим в таблицу 6.3.
Таблица 6.3 – Эксплуатационные расходы, грн
Наименование расходов
1
Показатели
2
Расходы на ремонт
13876,03
Амортизационные отчисления
22617,94
Общие эксплуатационные расходы
36493, 97
140
Таблица 6.4 – Технико-экономические показатели новой техники
Наименование показателя
Показатели
Показатели технического уровня
Масса конструкции, т
1,405
Экономические показатели
Оптовая цена конденсатора, грн
277520,69
Капитальные расходы потребителя, грн
452358, 72
Эксплуатационные расходы потребителя, грн
36493,97
6.2 Расчет экономических показателей сепаратора
Сепаратор предназначен для разделения влажного пара на сухой
насыщеный пар и жидкость.
Материальные расходы рассчитываются по формуле
n
Cм   gi Ц Мi К ТЗi  g оi Цоi ,
(6.1)
i 1
где n – число групп основных материалов и полуфабрикатов, которые
используются при изготовлении машины;
g i – расходы материалов и полуфабрикатов за каждой і-той группой;
Ц Мi – средняя оптовая цена материалов и полуфабрикатов за і-той
группой, грн/кг;
К ТЗi
–
заготовительные
полуфабрикатов;
коэффициент,
расходы
за
который
данной
учитывает
і-той
группой
транспортные
и
материалов
и
g оi – количество отходов за каждой і-той группой материалов,
которые используются или реализуются предприятием;
Ц оi – средняя оптовая цена отходов материалов и полуфабрикатов
141
за і-той группой.
Средние цены на материалы берутся по данным калькуляции на
аналогичные конструкции.
Коэффициент К ТЗа учитывает расходы на транспортировку, подготовку
материалов и потери при их хранении. Его величина берется на уровне 10% от
стоимости материалов.
Цена реализации отходов определяется как 10% от стоимости материалов.
Расчеты проводим с помощью программы Microsoft Excel. Результаты
расчета сводим в таблицу 6.5.
Таблица 6.5 – Расшифровка элементов затрат сепаратора
Вес
Наименование материалов и
Ед.изм.
полуфабрикатов
чистый заготов.
Сталь углеродистая
кг
733,95 1321,11
Сталь нержавеющая
кг
52,23
94,01
Метизы углеродистые
кг
48,22
72,33
Трубы углеродистые
кг
23,68
26,05
Электроды УОНИИ 13/55
кг
1,50
2,40
Паронит
кг
0,42
1,68
Лакокрасочные и всп. материалы
Итого материалов:
Тр.-заг. расходы
Итого материалов с ТЗР:
Отходы углеродистые
нержавеющие
прочие
Стоимость материалов за
вычетом отходов:
Цена
(грн)
7,62
18,55
11,74
6,49
12,30
11,80
Сумма
(грн)
10066,86
1743,96
849,15
169,05
29,52
19,82
228,00
13106,37
1310,64
14417,00
447,42
77,51
1,49
13890,59
Удельную трудоемкость единицы массы принимаем t  1,2нормо  ч / кг
по данным калькуляции на аналогичные конструкции.
Тогда трудоемкость изготовления сепаратора
Т  t  G  1,2  860  1030 нормо  ч .
Середнечасовую тарифную ставку работ принимаем Сч  6,81 грн./нормо-ч.
142
Тогда основная заработная плата будет составлять
Cç  Ñ÷  Ò  6,81  1030  7014,3,ãðí .
Последующие расчеты проводим с помощью программы Microsoft Excel.
Результаты расчета сводим в таблицу 6.6, 6.7, 6.8, 6.9.
Таблица 6.6 - Калькуляция себестоимости сепаратора, грн
Код
01
02
03
04
Статья расходов
Прямые материальные расходы
Основная заработная плата
Дополнительная заработная плата (16%)
Отчисление на социальное страхование (37 %)
05
Спецоснащение и инструменты (25%)
06
Расходы на подготовку и освоение производства
(30%)
Расходы на содержание и эксплуатацию
оборудования (250%)
Общепроизводственные расходы (80 %)
Производственная себестоимость
Общехозяйственные расходы (150%)
Внепроизводственные расходы (3%)
Полная себестоимость
Плановые накопления (прибыль 25%)
Оптовая цена
НДС (20%)
Оптовая цена (с НДС)
07
08
081
09
010
011
Сумма расходов
13890,59
7014,30
1122,29
3010,54
1753,58
2104,29
17535,75
5611,44
52042,77
10521,45
1561,28
64125,50
16031,38
80156,88
16031,38
96188,29
Таблица 6.7 - Капитальные расходы потребителя, грн
Наименование расходов
Показатели
Стоимость сепаратра
96188,29
расходы на транспортировку (8%)
7695,06
расходы на фундамент и монтаж (20%)
19237,65
расходы на коммуникации и ограждения (20%)
19237,65
Другие капитальные расходы (15%)
14428,24
Всего капитальных расходов
156786,86
143
Таблица 6.8 – Эксплуатационные расходы, грн
Наименование расходов
Расходы на ремонт
Показатели
4809,41
Амортизационные отчисления
7839,34
Общие эксплуатационные расходы
12648,76
Таблица 6.9 – Технико-экономические показатели новой техники
Наименование показателя
Показатели
Показатели технического уровня
Масса конструкции, т
0,86
Экономические показатели
Оптовая цена сепаратора, грн
96188,29
Капитальные расходы потребителя, грн
156786,86
Эксплуатационные расходы потребителя, грн
12648,76
6.3 Расчет экономических показателей компрессора
Компрессор предназначен для сжатия пара R-142b.
Материальные расходы рассчитываются по формуле (6.1). Средние цены
на материалы берутся по данным калькуляции на аналогичные конструкции.
Коэффициент К ТЗа учитывает расходы на транспортировку, подготовку
материалов и потери при их хранении. Его величина берется на уровне 10% от
стоимости материалов. Цена реализации отходов определяется как 10% от
стоимости материалов.
Расчеты проводим с помощью программы Microsoft Excel. Результаты
расчета сводим в таблицу 6.10.
Таблица 6.10 – Расшифровка элементов затрат компрессора
Вес
Наименование материалов и
Ед.изм.
полуфабрикатов
чистый заготов.
1
2
3
4
Сталь углеродистая
кг
150,84 271,51
Сталь нержавеющая
кг
17,99
32,38
Метизы углеродистые
кг
13,60
20,40
Трубы углеродистые
кг
7,50
8,25
Паронит
кг
0,07
0,26
Цена
(грн)
5
7,62
18,55
11,74
6,49
11,80
Сумма
(грн)
6
2 068,92
600,69
239,50
53,54
3,07
144
Продолжение таблицы 6.10
1
Лакокрасочные и всп. материалы
2
3
4
5
Итого материалов:
Тр.-заг. расходы
Итого материалов с ТЗР:
Отходы углеродистые
нержавеющие
прочие
Стоимость материалов за
вычетом отходов:
Удельную трудоемкость единицы массы принимаем t  1,2
6
45,81
3 011,5
2
301,15
3 312,6
8
91,95
26,70
0,23
3 193,8
0
нормо  ч
по
кг
данным калькуляции на аналогичные конструкции.
Тогда трудоемкость изготовления компрессора
Т  t  G  1,2 190  228 нормо  ч .
Середнечасовую тарифную ставку работ принимаем Сч  6,81 грн./нормо-ч.
Тогда основная заработная плата будет составлять
Cç  Ñ÷  Ò  6,81  228  1552,68,ãðí .
Последующие расчеты проводим с помощью программы Microsoft Excel.
Результаты расчета сводим в таблицу 6.11, 6.12, 6.13, 6.14.
Таблица 6.11 – Калькуляция себестоимости компрессора, грн
Код
Статья расходов
1
2
01 Прямые материальные расходы
02 Основная заработная плата
03 Дополнительная заработная плата (16%)
Сумма расходов
3
3 193,80
1552,68
248,43
145
Продолжение таблицы 6.11
1
2
04 Отчисление на социальное страхование (37 %)
05 Спецоснащение и инструменты (25%)
06 Расходы на подготовку и освоение производства (30%)
3
666,41
388,17
465,80
07 Расходы на содержание и эксплуатацию оборудования
(250%)
08 Общепроизводственные расходы (80 %)
081 Производственная себестоимость
09 Общехозяйственные расходы (150%)
010 Внепроизводственные расходы (3%)
011 Полная себестоимость
Плановые накопления (прибыль 25%)
Оптовая цена
НДС (20%)
Оптовая цена (с НДС)
1242,14
11 639,14
2329,02
349,17
14 317,33
3579,33
17 896,66
3579,33
21 476,00
Таблица 6.12 - Капитальные расходы потребителя, грн
Наименование расходов
Стоимость компрессора
Показатели
21476,00
3881,70
расходы на транспортировку (8%)
1718,08
расходы на фундамент и монтаж (20%)
4295,20
расходы на коммуникации и ограждения (20%)
4295,20
Другие капитальные расходы (15%)
3221,40
Всего капитальных расходов
Таблица 6.13 - Эксплуатационные расходы, грн.
Наименование расходов
35 005,87
Показатели
Расходы на ремонт
1073,80
Амортизационные отчисления
1750,29
Общие эксплуатационные расходы
2 824,09
Таблица 6.14 - Технико-экономические показатели новой техники
Наименование показателя
Показатели
1
2
Показатели технического уровня
Масса конструкции, т
0,19
146
Продолжение таблицы 6.14
1
2
Экономические показатели
Оптовая цена компрессора, грн
Капитальные расходы потребителя, грн
Эксплуатационные расходы потребителя, грн
21476,00
35 005,87
2 824,09
6.4 Расчет экономических показателей испарителя
Испритель предназначен для подвода теплоты к конденсату фреона R-142b
с целью его испарения.
Материальные расходы рассчитываются по формуле (6.1).
Средние цены на материалы берутся по данным калькуляции на
аналогичные конструкции.
Коэффициент К ТЗа учитывает расходы на транспортировку, подготовку
материалов и потери при их хранении. Его величина берется на уровне 10% от
стоимости материалов.
Цена реализации отходов определяется как 10% от стоимости материалов.
Расчеты проводим с помощью программы Microsoft Excel. Результаты
расчета сводим в таблицу 6.15.
Таблица 6.15 - Расшифровка элементов затрат испарителя
Наименование материалов и
полуфабрикатов
1
Сталь углеродистая
Сталь нержавеющая
Метизы углеродистые
Трубы углеродистые
Электроды
Паронит
Лакокрасочные и всп. материалы
Итого материалов:
Тр.-заг. расходы
Итого материалов с ТЗР:
Ед.изм.
2
кг
кг
кг
кг
кг
кг
Вес
чистый заготов.
3
4
503,58 906,44
34,28
61,70
28,39
42,59
190,83 209,91
2,50
4,00
0,42
1,68
Цена
(грн)
5
7,62
18,55
11,74
6,49
12,30
11,80
Сумма
(грн)
6
6907,10
1144,61
499,95
1362,34
49,20
19,82
527,25
10510,27
1051,03
11561,30
147
Продолжение таблицы 6.15
1
Отходы углеродистые
нержавеющие
прочие
Стоимость материалов за
вычетом отходов:
2
3
4
5
6
306,98
50,87
1,49
11201,96
Удельную трудоемкость единицы массы принимаем t  1,2нормо  ч / кг
по данным калькуляции на аналогичные конструкции.
Тогда трудоемкость изготовления компрессора
Т  t  G  1,2  760  912 нормо  ч .
Середнечасовую тарифную ставку работ принимаем Сч  6,81 грн./нормо-ч.
Тогда основная заработная плата будет составлять
Cз  Сч  Т  6,81  912  6210,72грн .
Последующие расчеты проводим с помощью программы Microsoft Excel.
Результаты расчета сводим в таблицу 6.16, 6.17, 6.18, 6.19.
Таблица 6.16 – Калькуляция себестоимости испарителя, грн
Код
1
01
02
03
04
Статья расходов
2
Прямые материальные расходы
Основная заработная плата
Дополнительная заработная плата (16%)
Отчисление на социальное страхование (37 %)
Сумма
расходов
3
10872,78
6210,72
993,72
2665,64
05 Спецоснащение и инструменты (25%)
1552,68
06 Расходы на подготовку и освоение производства (30%)
1863,22
07 Расходы на содержание и эксплуатацию оборудования
(250%)
15526,80
148
Продолжение таблицы 6.16
1
2
08 Общепроизводственные расходы (80 %)
3
4968,58
081 Производственная себестоимость
09 Общехозяйственные расходы (150%)
010 Внепроизводственные расходы (3%)
011 Полная себестоимость
Плановые накопления (прибыль 25%)
Оптовая цена
НДС (20%)
Оптовая цена (с НДС)
44654,13
9316,08
1339,62
55309,83
13827,45
69137,29
13827,46
82964,75
Таблица 6.17 – Капитальные расходы потребителя, грн
Наименование расходов
Показатели
Стоимость испарителя
82964,75
расходы на транспортировку (8%)
6637,18
расходы на фундамент и монтаж (20%)
16592,95
расходы на коммуникации и ограждения (20%)
16592,95
Другие капитальные расходы (15%)
12444,71
Всего капитальных расходов
135232,54
Таблица 6.18 – Эксплуатационные расходы, грн
Наименование расходов
Показатели
Расходы на ремонт
4148,24
Амортизационные отчисления
6761,63
Общие эксплуатационные расходы
10909,86
Таблица 6.19 – Технико-экономические показатели новой техники
Наименование показателя
Показатели
Показатели технического уровня
Масса конструкции, т
0,76
Экономические показатели
Оптовая цена испарителя, грн
82964,75
Капитальные расходы потребителя, грн
135232,54
Эксплуатационные расходы потребителя, грн
10909,86
149
Расчет
6.5
показателей
экономической
эффективности
термотрансформатора
Дающий
установки
важную
информацию
термодинамический
недостаточным
этапом
в
об
анализ
решении
энергетической
является
задачи
эффективности
необходимым,
прогнозирования
но
технико-
экономической целесообразности новых теплотехнических систем, зависящей
от
многих
дополнительных
факторов.
На
стадии
предварительной
энергоэкономической оценки следует, прежде всего, учесть различную
стоимость
превратимых
видов
энергии
(эксергии)
путем
введения
в
зависимость (2.8) индекса соотношения цен αэ на энергию топлива и
электроэнергию, подводимых в циркуляционный контур СТК. На мировом
рынке
энергоносителей
индекс
αэ<1/3,
что
обусловлено
уровнем
преобразования (к.п.д) современных электрогенерирующих систем (на одну
часть вырабатываемой электроэнергии затрачивается примерно три части
первичной энергии топлива). Добавление сомножителя (α э 1 ) к величине
мощности
Nк
в зависимости
равноценных
потоков
приведенной
эксергии
(2.8) позволяет получить соотношение
(эксергии
тепла
теплоснабжения
Е1 )
–
степень
Еq
и
подводимой
энергоэкономической
эффективности термотрансформатора
ýý 
mã  (å01  å03 )
.
1
q1  Qê   ý1  m
 Nê
Значение критерия ээ во многом
(6.2)
определяется величиной перегрева
рабочей жидкости t  в циркуляционном контуре, которая неизбежно
корректирует
относительный
вклад
механической
составляющей
 N  N ê / (Qê  N ê ) в общем балансе подводимой к прямому циклу энергии и
степень перепроизводства пара ( m 0 / m г ) при условии рационального выбора
150
давления
ðî
(рис
6.1).
Противодействующее
влияние
указанных
определяющих факторов при увеличении перегрева жидкости t  приводит к
заметному
выравниванию
достигаемых
эффективных
показателей
в
рассматриваемом диапазоне ее изменения. Результаты расчетов в табличном
виде представлены в приложении Б.
Рисунок 6.1 – Закономерность изменения степени энергоэкономической
эффективности понижающего термотрансформатора (  ý =1/ 3 ):
t 01  70 0C , р02  1 бар , t 03  45 0C ; 1  ðî  20áàð , 2 15 бар .
В качестве сравнения штриховой линией показан вариант расчета
термотрансформатора с
электроподогревателем рабочей
жидкости, при
ро  20 бар . Уровень величины ээ в данном случае примерно соответствует
степени
энергоэкономической
эффективности
повышающего
термотрансформатора (теплового насоса) с электроприводом.
Таким образом, представляется перспективность разработки понижающего
термотрансформатора – как альтернативы котельному теплоснабжению. Об
этом свидетельствуют результаты технико-экономического анализа трех
сопоставляемых вариантов отопления (котельного (А), теплонасосного с
электроприводом (В) и термотрансформаторного с СТК (С)), представленные в
таблице 6.20. В качестве исходных приняты следующие исходные параметры и
условия:
151
– температурный уровень отопления 70/30 С , температура оборотной
0
воды низкопотенциального источника 8…12 0 С , минимальный напор в
подогревателе сетевой воды, испарителе и конденсаторе теплоснабжения
5…10 0 С , температура окружающей среды 0 0 С ;
– внутренний к.п.д. машинных агрегатов (жидкостно–парового струйного
компрессора (В), циркуляционного насоса (С))
к  0,75 , коэффициент
внешних потерь q  m  0,90...0,95 ;
– расчетная цена топлива (природный газ среднего состава) 0,48 грн / м 3 ,
электроэнергии 0,24 грн / кВт  ч , индекс цен на энергоносители
α э  1/ 5 ;
– возможность использования теплосетей для транспортировки оборотной
воды
низкопотенциального
источника
к
испарителям
локально
устанавливаемых термотрансформаторов (вариант В, С) при температуре до
15…20 0 С , что практически исключает тепловые потери в грунт.
А. Теплоснабжение от районной котельной
Рисунок 6.2 – Схема теплоснабжения от котельной
Баланс энергий
Qка  Q  Q  Q ,
(6.3)
где Q  1МВт – мощность теплоснабжения;
Q  потери тепла при прямой транспортировке воды;
Q  потери тепла при транспортировке воды обратно.
Потери тепла при прямой транспортировке воды составляют 30%, то есть
Q  0,3Qка .
(6.4)
152
Таким образом, формула (6.3) преобразуется в вид
0,7Qка  Q  Q .
(6.5)
Массовый и объемный расход воды теплоснабжения
mw 
Vw 
Q
1000

 5,97кг / с ,
С w  t w12 4,19   70  30 
m w 5,97

 0,00597м3 / с  21,48м3 / ч .
w 1000
Потери обратки будут равны
Q  Сw  t w 02  m w  4,19  5  5,97  125кВт .
Таким образом, согласно формуле (6.5)
Qка 
Q  Q 1000  125

 1607кВт .
0,7
0,7
Потери тепла при прямой транспортировке воды по формуле (6.4)
Q  0,3  1607  482кВт .
Расход топлива при использовании котельного теплоснабжения
m топ 
Vтоп 
Qка
1,607

 0,03783кг / с ,
q н  ка 47,2  0,9
m топ 0,03783

 0,05м3 / с  179,2м3 / ч .
 топ
0,76
Температуру горячей воды на выходе из котельной можно определить,
исходя из потерь тепла на пути к теплопотребителям
Q  Сw  t wГ1  m w .
153
Отсюда
t wГ 
Q
482
 t w1 
 70  89,30 C .
Сw  m w
4,19  5,97
Коэффициент преобразования
q 
Q
1

 0,56 .
m т  q н 0,03783  47,2
Эффективный к.п.д.
 Т 
 268 
е  ка 1  ос   0,9  1 
  0,15 .
 323 
 Тw 
Мощность насоса для транспортировки воды
Nэ 
  р 0,001  420

 5кВт .
н
0,5
Стоимость котельного отопления (дополнительные эксплуатационные
расходы оценочно20%)
Cкот.отоп.  1,2  (Ц топ  Vтоп  Цээ  Nэ )  1,2  (0,48 179,2  0,24  5)  105
В. Использование теплонасосного отопления
грн
.
МВт  ч
154
Рисунок 6.3 – Принципиальная тепловая схема и цикл теплового насоса
Массовый расход хладагента (R-142)
mх 
Q
1000

 4,69 кг / с .
h 2  h 3 689,5  476,4
Мощность компрессора
Nк 
h 2  h1
689,5  631,7
 mх 
 4,69  361 кВт .
к
0,75
оi
Коэффициент преобразования
q 
Q 1000

 2,77 .
N к 361
Массовый расход воды в конденсаторе
mw 
Q
1000

 5,97кг / с .
Сw  t w 4,19  40
Степень эффективности
е 
Eq
Nк
 m 
154,21
 0,43
361
где Eq  mw  h w1  h w2  То.с Sw1  Sw2   
 5,97   292,99  125,69  273 0,9549  0,4367    154,21кВт .
155
Стоимость теплонасосного отопления
Ñòåï ë.í àñ.î òî ï  Öýý  Nê  0,24  361  87
ãðí
.
Ì Âò  ÷
С. Теплоснабжение с использованием понижающего термотрансформатора
Сумарная затраченая энергия в термотрансформаторе
Q
1000
 qн  mТ  Nн 
 319кВт .
q
3,13
(6.6)
Мощность привода насоса
Nн   N 
Q
 0,257  319  82кВт .
q
Энергия топлива по формуле (6.6)
q н  mТ  319  82  237кВт .
Следовательно, можем определить массовый расход топлива (учитывая
низшую теплоту сгорания q н  47,2МДж / кг и плотность топлива
m  0,76кг / м3 )
m топ 
V топ 
q н  mТ
кг
0,005085 ,
qн
с
m топ 0,005085

 0,0067м3 / с  24,086м3 / ч .
топ
0,76
Себестоимость теплоснабжения
Ññï ò  1,2  (Ö òî ï  Vòî ï  Öýý  Ní )  1,2  (0,48  24,086  0,24  82)  37
ãðí
.
ì Âò  ÷
156
Таблица 6.20 – Сопоставление вариантов теплоснабжения
Показатель
Размерность
Тепловые потери в сетях
Относительный
вклад
электроэнергии αN
Коэффициент
преобразования q
Степень
энергоэффективности
Расход энергоносителей на
1МВтч
тепловой
мощности отопления:
- томливо;
- электроэнергия
Удельные
эксплуатационные затраты
на
1МВтч
тепловой
мощности отопления (доп.
Расходы 10…20%)
%
Численное значение
А
В
С
30
-
%
<1
100
26
-
0,56
2,77
3,13
-
0,15
0,43
0,50
м3/МВтч
кВтч/МВтч
179
5
404
24
82
грн./МВтч
105
87
37
Энергетическая эффективность теплоснабжения на базе повышающего
(вариант В) и понижающего (вариант С) термотрансформаторов практически
одинакова и примерно в пять раз выше энергоэффективности котельного (А)
отопления. Вместе с тем, характерно низкий уровень индекса цен
э  1/ 5
на
энергоносители в Украине (у европейских потребителей соотношение цен в
енергетическом эквиваленте несколько выше, и составляет примерно 1/4)
вносит
определяющие
эффективности
(см.
эксплуатационных
коррективы
таблица
затрат
в
6.20)
в
оценку
и,
соответственно,
сопоставляемых
энергоэкономической
вариантах.
-
удельных
Здесь
явные
преимущества у понижающего термотрансформатора: расход топливного газа в
6…7 раз меньше по сравнению с котельным отоплением, а расход
электроэнергии
в
5
раз
меньше
по
сравнению
с
теплонасосным
электроприводным отоплением. В результате затраты на энергоносители могут
быть снижены примерно в 2,5…3,0 раза.
157
7 МОДЕЛИРОВАНИЕ РЕЖИМНЫХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ
ХАРАКТЕРИСТИК ТЕРМОТРАНСФОРМАТОРА
7.1 Выбор схемных решений
В соответствии с целью и задачами данного исследования из возможного
многообразия схем были выбраны следующие варианты:
–
схема
А,
включающая
применение
ГТТ
для
целей
горячего
водоснабжения с использованием низкопотенциальной теплоты естественного
грунта;
– схема Б, включающая применение ГТТ для отопительных целей с
использованием низкопотенциальной теплоты грунтовой воды;
– схема В, включающая применение ГТТ для целей ГВС и отопления с
использованием теплоты атмосферного воздуха.
Указанные схемы представлены на рисунках 7.1, 7.2 и 7.3.
Рисунок 7.1 – Схема гибридного термотрансформатора для системы ГВС
с использованием теплоты естественного грунта
158
Условные обозначения на рис. 7.1: ЖПСК – жидкостно-паровой
струйный компрессор; С – сепаратор; Нц – насос циркуляционный; ТП –
теплообменник подогреватель; КД – конденсатор; СК – субкулер; ДУ –
дроссельное устройство; И – испаритель; ВН – водонагреватель санитарной
воды; ВК – водогрейный котел; Нс – насос сетевой; НТ – насос теплоносителя;
Нр – насос рассольный; ГТ – грунтовый теплообменник;
1А,
1П,
4….12
–
узловые
точки
состояний
рабочего
вещества
термотрансформатора;
1с, 2с, 3с, 4с – узловые точки состояний нагреваемой сетевой воды
потребителя тепловой нагрузки;
1Т, 2Т, 3Т – узловые точки состояний теплоносителя водогрейного котла;
1у, 2у, 3у – узловые точки состояний среды, утилизирующей теплоту
грунта (рассольной жидкости).
1ТОП, 1Ф, 2ПС – узловые точки состояний топлива, окисления и продуктов
сгорания водогрейного котла.
Рисунок 7.2 – Схема включения гибридного термотрансформатора в
систему отопления с использованием теплоты грунтовой воды
159
Условные
обозначения
на
рис.
7.2:
ГТТ
–
гибридный
термотрансформатор; ПО – приборы отопления; ВК – водогрейный котел; НП –
погружной; НС – насос тепловой сети; НТ – насос теплоносителя
1у, 2у, 3у – узловые точки состояний грунтовой воды; 1с,2с,3с,4с –
узловые точки состояний сетевой воды; 1Т,2Т,3Т – узловые точки состояний
теплоносителя водогрейного котла; 1ТОП,1А,2ПС – узловые точки состояний
топлива, окислителя и продуктов сгорания водогрейного котла.
Рисунок 7.3 – Схема включения гибридного термотрансформатора в
комплексную систему отопления и ГВС с использованием теплоты
атмосферного воздуха
Условные обозначения на рис. 7.3: ГТТ – гибридный термотрансформатор;
ПО – приборы отопления; ВН – водонагреватель санитарной воды;
ВК – водогрейный котел; Н1с, Н2с – насосы сетевые; НТ – насос теплоносителя;
ВТ – вентилятор приточного воздуха.
1у, 2у, 3у—узловые точки состояний атмосферного воздуха; 1с, 2с…7с –
узловые точки состояний сетевой воды; 1в, 2в – узловые точки состояний
санитарной водопроводной воды; 1Т, 2Т,3Т – узловые точки состояний
теплоносителя водогрейного котла; 1ТОП, 1А, 2ПС – узловые точки состояний
топлива, окислителя и продуктов сгорания водогрейного котла.
160
Каждая из схем включает 2 контура связи термотрансформатора с
внешними источниками теплоты:
– контур переноса низкопотенциальной теплоты (грунт, грунтовая вода,
атмосферный воздух);
– контур теплоносителя «водогрейный котёл – теплообменник –
подогреватель СТК–модуля.
Независимо от целевого назначения в каждой схеме предусмотрен контур
сетевой воды (греющий контур). Для системы ГВС в этот контур вводится
емкостной водонагреватель для санитарной воды.
Перенос теплоты от естественного грунта
циркуляции
рассольной
теплообменник
жидкости
через
осуществляется за счет
вертикальный
грунтовый
с помощью рассольного насоса, Hp. Грунтовая вода
перекачивается непосредственно через испаритель термотрансформатора
погружным насосом Нп. Атмосферный воздух в схеме В поступает в испаритель
с помощью приточного вентилятора.
Проведенное моделирование режимных характеристик предусматривает
численное определение связи между расходами во всех контурах каждой
системы в зависимости от температурного уровня потока низкопотенциальной
теплоты
при
обеспечении
постоянства
теплопроизводительности
термотрансформатора.
В свете указанного, для расчета были приняты следующие общие
исходные данные:
– теплопроизводительность термотрансформатора, QÒÍ  100êÂò ;
– рабочее вещеcтво, R134a;
– температура конденсации, tê  600 Ñ ;
– температура после субкулера, t11  450 Ñ;
– давление жидкости активного потока на входе в ЖПСК, Ð1 À  20áàð;
– нагрев жидкости активного потока в теплообменнике–подогревателе,
t Ï  20 Ñ;
161
– топливо для водогрейного котла—природный газ марки «Е» с нижней
теплотой сгорания по сухой массе, QÍÑ  34,01
ì Äæ
;
íì 3
– температура теплоносителя водогрейного котла, на входе t2Ò  700 Ñ; на
выходе t3Ò  900 Ñ;
– температура сетевой воды на входе в ГТТ, t1ñ  400 Ñ; на выходе из ГТТ
t2Ñ  550 Ñ;
– параметры окружающей среды: Òî ñ  263Ê ; Ðî ñ  100êÏ à.
Дополнительные исходные данные:
– температура санитарной воды на входе в водонагреватель, t1â  100 Ñ; на
выходе t2â  500 Ñ;
– рассольная жидкость в грунтовом теплообменнике – 30%-ый водный
раствор пропиленгликоля.
С учетом температурных условий низкопотенциальных источников
теплоты
для
каждой
из
схем
был
установлен
диапазон
изменения
определяющих факторов для испарителя термотрансформатора, таблица 7.1.
Таблица 7.1 – Диапазон изменения определяющих факторов для испарителя
Вариант показатель
обозначение Размер- Численное
схемы
ность
1
2
3
значение
4
5
0
С
2, 5, 3
0
С
0, 3, 6
0
С
-3, 0, 3
Температура рассольной
жидкости:
А
 на входе в испаритель
t1 y
 на выходе из испарителя
t2 y
Температура кипения
рабочего вещества
tи
162
Продолжение таблицы 7.1
1
2
3
4
5
0
С
8, 9, 10
0
С
5, 6, 7
0
С
0, 1, 2
0
С
-15, -8, -2, 4
0
С
-18, -11,-5, 1
0
С
-25, -18, -12,-6
Па
100
Температура грунтовой воды:
Б
 на входе в испаритель
t1 y
 на выходе из испарителя
t2 y
Температура кипения
рабочего вещества
tи
Температура атмосферного
воздуха:
В
 на входе в испаритель
t1 y
 на выходе из испарителя
t2 y
Температура кипения
рабочего вещества
tи
Гидравлическое
сопротивление в первичном
контуре
РУ
7.2 Режимные характеристики термотрансформатора
На основе программного комплекса для расчёта термотрансформатора по
заданным исходным данным, указанным в подразделе 7.1, были получены
значения параметров рабочего процесса, в том числе основных и необходимых
для расчета ГТТ.
U  коэффициента инжекции ЖПСК;
 4  степени перепроизводства пара;
 q  коэффициента преобразования ГТТ;
 å  эксергетического к.п.д. ГТТ;
åñò ê  эксергетического к.п.д СТК – модуля.
163
Результаты расчета по указанному программному комплексу сведены в
таблицу 7.2
Таблица 7.2 Параметры рабочего процесса ГТТ
Ð1 À  20áàð,
tê  600 Ñ ,
tÒÏ  20 Ñ.
tè ,0 Ñ
U
4
q
å
åñò ê
-25
0,0486
1,179
2,505
0,301
0,775
-22
0,0534
1,147
2,697
0,324
0,809
-20
0,0542
1,150
2,736
0,329
0,794
-18
0,0546
1,155
2,765
0,332
0,775
-16
0,0575
1,142
2,884
0,347
0,787
-14
0,0570
1,157
2,862
0,344
0,749
-12
0,0566
1,166
2,873
0,345
0,724
-10
0,0582
1,163
2,947
0,354
0,718
-8
0,0564
1,185
2,889
0,347
0,674
-6
0,0557
1,198
2,887
0,346
0,644
-5
0,0553
1,200
2,894
0,348
0,636
-4
0,0550
1,205
2,898
0,345
0,625
-3
0,0547
1,219
2,857
0,343
0,602
-2
0,0537
1,231
2,824
0,339
0,581
-1
0,0529
1,242
2,801
0,337
0,564
0
0,0524
1,250
2,787
0,335
0,550
1
0,0523
1,255
2,779
0,334
0,539
2
0,0514
1,268
2,761
0,332
0,522
3
0,0499
1,287
2,707
0,325
0,500
4
0,0484
1,305
2,658
0,319
0,479
5
0,0472
1,322
2,618
0,315
0,461
На базе полученных значений параметров рабочего процесса ( U , 4 , q )
определяются
режимные
термотрансформатора:
параметры
оборудования
гибридного
164
– массовый расход рабочего вещества через конденсатор
.
. 
h
m êä  Q /  rÊÄ  ÑÊ
4


;

(7.1)
где hÑÊ  h8  h11  удельная тепловая загрузка на субкулер;
– массовый расход рабочего вещества через испаритель
mè  m ÊÄ /  4 ;
(7.2)
– массовый расход рабочего вещества в контуре циркуляции СТК-модуля
m  mH / U ;
(7.3)
– массовый расход конденсата за счёт перепроизведенного пара в ЖПСК
m9  mêä  mè ;
(7.4)
– тепловая нагрузка на конденсатор
Q êä  m êä  rêä ;
(7.5)
– тепловая нагрузка на субкулер
Qñê  Q ò í  Qêä ;
– тепловая нагрузка на испаритель
(7.6)
165
Qè  mè (h1Ï  h12 );
(7.7)
– тепловая нагрузка на теплообменник-подогреватель рабочего вещества
QÒÏ  m À (h1 À  h6 );
(7.8)
– индикаторная мощность циркуляционного насоса
( Ni ) Í Ö


QÒÍ
QÒÏ 

 ( Í Ö ) ì åõ

;
 q
q 


(7.9)
– потребляемая мощность привода циркуляционного насоса
NÍ Ö 
( Ni ) Í Ö
( Í Ö )  äâ
;
(7.10)
Контур водогрейного котла можно рассматривать в комплексе с
теплообменником-подогревателем,
а
при
установке
определенных
автоматически-защитных устройств, подогрев рабочего вещества можно
обеспечивать без промежуточного контура теплоносителя.
При наличии водогрейного котла его параметры определяются следующей
группой выражений:
– массовый расход теплоносителя
GT 
QÒÏ
;
ñÒ (t1T  t2T )
– объемный расход теплоносителя
(7.11)
166
V T  GT / T ;
(7.12)
– тепловая нагрузка на водогрейный котел
V ÒÎ Ï  V ÃÀÇ 
Q ÂÊ
(7.13)
;
QH
– общее гидравлическое сопротивление контура теплоносителя
ÐÒ  (1,4...1,5),
êÏ à
êÂò ò åï ëî âî é
í àãðóçêè
í à ÂÊ
;
– потребляемая мощность привода насоса перекачки теплоносителя
NÍ Ò 
VÒ
,
( Í Ò )åäâ
(7.14)
где ( Í Ò )å  эффективный к.п.д. насоса теплоносителя.
В таблице 7.3. представлены результаты расчета режимных параметров
ГТТ в зависимости от температуры кипения рабочего вещества в испарителе
Таблица 7.3 Режимные параметры термотрансформатора
Испаритель
Циркуляционный контур
1
2
tè
mè
Qè
mÀ
QÒÏ
С
кг/с
кВт
кг/с
кВт
0
QÒÍ  100êÂò ; Ð1 À  20áàð; tê  600 Ñ; tÒÏ  20 Ñ;
q  0.95; (Í Ö ) ì åõ  0,9; äâ  0,9; m ÊÄ  0,637êã / ñ
NÍ Ö
кВт
167
Продолжение таблицы 7.3
1
2
Схема А
-3
0,522
68,7
9,54
31,4
2,170
0
0,509
68
9,72
31,9
2,445
3
0,495
66,9
9,91
32,6
2,882
Схема Б
0
0,509
68
9,72
31,90
2,445
1
0,507
67,9
9,73
31,92
2,500
2
0,502
67,6
9,77
32,10
2,640
Схема В
-25
0,540
64,0
11,12
36,57
1,578
-18
0,551
67,7
10,10
33,23
1,318
-12
0,546
68,4
9,652
31,75
1,540
-6
0,531
69,1
9,546
31,40
1,890
Q ÂÊ
V ãàç
N HT
кВт
í ì 3 / ÷àñ
кВт
Водогрейный котёл
tè
0
Ñ
GT
VT
кг/с
ì 3 / ÷àñ
t1T  t2T  200 C; q  0.95; QHC  34.01
ì Äæ
;
íì 3
( Í Ò )å  0,6 ; äâ  0,9
Схема А
-3
0,374
1,38
33,05
3,50
0,035
0
0,381
1,41
33,70
3,56
0,036
3
0,396
1,47
35,00
3,70
0,038
Схема Б
0
0,381
1,41
33,70
3,56
0,036
1
0,382
1,413
34,60
3,66
0,037
2
0,383
1,419
34,84
3,69
0,037
168
Продолжение таблицы 7.3
1
2
Схема В
-25
0,436
1,615
38,50
4,07
0,041
-18
0,396
1,467
34,98
3,70
0,038
-12
0,378
1,400
33,42
3,54
0,036
-6
0,374
1,386
33,06
3,50
0,035
7.3 Режимные характеристики контура утилизируемой среды
7.3.1 Контур рассольной жидкости
В данном контуре определяются:
– массовый расход рассольной жидкости
GY 
QÈ
;
ñó (t1 y  t2 y )
(7.15)
– объемный расход рассольной жидкости
Vy 
Gy
y
;
(7.16)
– число вертикальных зондов из двух U-образных полиэтиленовых труб
Ø32×2.9
nz  1.05 Q È / ql  lz ;
– скорость рассольной жидкости в полости зонда
(7.17)
169
wy  2V y / (  nz  dâí2 );
(7.18)
– число Рейнольдса
Re y 
 y  wy  d âí
;
ó
(7.19)
– коэффициент трения для Rey <2500
ÒÐ 
64
;
Re y
(7.20)
– гидравлическое сопротивление грунтового теплообменника
2
2 LZ  y wy
ÐÃÒ  1,2ÒÐ

;
d âí
2
(7.21)
– общее гидравлическое сопротивление контура рассольной жидкости
Ðó  ÐÃÒ  ÐÃÒ ;
(7.22)
– потребляемая мощность привода насоса рассольной жидкости
NÍ P 
V y  Py
( HP )eäâ
;
где ( HP )e  эффективный к.п.д. насоса рассольной жидкости.
(7.23)
170
7.3.2 Контур грунтовой воды
В данном контуре определяются:
– массовый расход грунтовой воды
Gy 
Qè
;
ñó (t1 y  t2 y )
(7.24)
– объемный расход грунтовой воды
Vy 
Gy
y
;
(7.25)
– общее гидравлическое сопротивление контура
Ðó   ó g y H  (1   y ) 
 y wy
;
2
(7.26)
– потребляемая мощность привода погружного насоса
N HÏ 
V y  Py
( HÏ )eäâ
.
(7.27)
7.3.3 Контур атмосферного воздуха
В данном контуре определяются:
– массовый расход воздуха G y 
– плотность воздуха
QÈ
;
ÑÐ,Ó (t1 y  t2 y )
(7.28)
171
ó 
Ðî ñ
;
RT0 y
(7.29)
V y  Gy /  y ;
(7.30)
– объемный расход воздуха
– общее гидравлическое сопротивление контура
–
Ð  (1,0...1.2),
Ïà
;
êÂò ò åï ëî ï ðî èçâî äèò åëüí î ñò è
– потребляемая мощность привода приточного вентилятора
N ÂÒ 
V y Py
(âò )eäâ
;
(7.31)
В таблице 7.4 представлены результаты расчета параметров для
первичного контура рассматриваемых схем.
Таблица 7.4 – Режимные параметры контура утилизируемой среды
tè
0
Ñ
Gy
Vy
Ðó
N
кг/с
ì 3 / ÷àñ
кПа
кВт
Схема А
ql  55Âò / ì ; Lz  80 ì ; ÐÈ  20êÏ à; ( Í Ð )å  0,8; äâ  0,9
-3
9,04
31,4
51
0,618
0
8,92
31,0
47
0,563
172
Продолжение таблицы 7.4
3
8,76
30,5
43
0,505
Схема Б
Н=80м;  ó  4,5; wy  0.5 ì / ñ; ( Í Ï )å  0,8; äâ  0,9
0
5,401
19,50
785
5,9
1
5,405
19,46
780
5,85
2
5,375
19,35
780
5,82
Схема В
( ÂÒ )å  0,66; äâ  0,9
-25
21,15
56067
0,1
2,6
-18
22,37
60992
0,1
2,82
-12
22,87
63679
0,1
2,95
-6
22,92
65233
0,1
3,02
7.4 Режимные параметры греющего контура
В данном контуре определяются
– массовый расход сетевой воды
Gc 
QTH
;
CC (t2C  t1c )
(7.32)
– объемный расход санитарной воды
Vñ 
Gñ
ñ
;
(7.33)
– массовый расход санитарной воды с учетом 5% потерь теплоты в
емкостном водонагревателе
173
Gâ 
0,95  QTH
;
Câ (t2â  t1â )
(7.34)
– объемный расход санитарной воды
V â  Gâ / â ;
(7.35)
– гидравлическое сопротивление в контуре сетевой воды
ÐÑ   Ñ ( ÐÊÄ  ÐÑÊ );
(7.36)
– потребляемая мощность привода насоса сетевой воды
NÍ Ñ 
V Ñ PÑ
;
( Í Ñ )eäâ
(7.37)
Расчетные величины указанных параметров приведены в таблице 3.5
Таблица 7.5 – Режимные параметры греющего контура
tK
GC
VC
GÂ
VÂ
PC
N HC
Ñ
кг/с
ì 3 / ÷àñ
т/час
ì 3 / ÷àñ
кПа
кВт
60
1,6
5,8
2,048
2,057
150
0,335
0
 Ñ  5; ÐÊÄ  ÐÑÊ  30êÏ à; ( Í Ñ )å  0,8; äâ  0,9
174
7.5 Моделирование показателей энергоэффективности
7.5.1 Расчетные схемы
После
определения
параметров
рабочего
процесса
гибридного
термотрансформатора выполняется процедура схематизации энергопотоков в
виде составления соответствующих схем, рис. 7.4, 7.5, 7.6. На каждой схеме
пунктирной линией
составления
«а» выделяется граница системы для однозначности
балансовых
энергоэффективности.
представлены
уравнений
Для
схемы
и
сравнительного
энергетических
и
определения
анализа
показателей
на
рисунке
7.7.
материальных
потоков
для
парокомпрессорного теплового насоса и водогрейного котла, используемых
для нагрева санитарной воды в емкостном водонагревателе. В указанных
расчётных
схемах
термотрансформатор
рассматривается
как
один
из
компонентов теплонасосной установки на его базе.
В качестве показателей энергетической эффективности принимается
следующее:
– эксергетическая эффективность (эксергетический к.п.д.),  ;
–
коэффициент
преобразования
по
полной
цепи
от
первичного
энергоресурса (тепловой коэффициент), COP .
В
зависимости
от
целей
теплоснабжения
также
рассматриваются
экономические показатели:
– энергетическая составляющая удельной стоимости единицы теплоты, ÑQ ;
– энергетическая составляющая удельной стоимости единицы объема
нагреваемой санитарной воды, ÑV .
175
Рисунок 7.4 – Схема энергетических и материальных потоков для
системы ГВС на базе гибридного термотрансформатора (системы А)
Рисунок 7.5 – Схема энергетических и материальных потоков для системы
отопления на базе гибридного термотрансформатора (система Б)
176
Рисунок 7.6 – Схема энергетических и материальных потоков для системы
комплексного теплоснабжения на базе гибридного термотрансформатора
(системы В)
Рис
унок 7.7 – Схемы энергетических и материальных потоков
для системы ГВС на базе
7.5.2 Эксергетическая эффективность системы
Оценка энергоэффективности систем ГВС или отопления на базе
гибридного термотрансформатора базируется на применении эксергетического
метода термодинамического анализа в виду разнородности форм энергии во
взаимодействующих потоках (механическая, тепловая, химическая).
177
При использовании эксергетического метода потери энергии от
внешней и внутренне необратимости равны разности эксергии по входным и
выходным условиям состояния системы в том смысле, что вычисляемое
уменьшение эксергии дает сразу значение потерь превратимости энергии и
позволяет сопоставлять их с подведенным количеством этой энергии.
Для оценки совершенства процесса или установки в технике используется
понятие коэффициента полезного действия, но правильную оценку дают лишь
выражения, составленные из термодинамически равноценных величин, т.е.
только из эксергии. Только такой к.п.д. принимает в идеальном случае
обратимого процесса значение, равное единице.
В отличии от публикаций, в которых понятие эксергетического к.п.д.
интерпретируется по работам В.М. Бродянского  23,24,25 , в данной работе
используются формулировки и терминология, предложенные М. Мораном, ДЖ.
Тсатсаронисом и другими представителями современной эксергетической
школы  26,
27 .
При проведении эксергетического анализа сформированы новые понятия
эксергетических потоков, а именно:
– эксергия «топлива»; ЕF.
– эксергия «продукта»; ЕР.
– деструкция эксергии; ЕD.
– потери эксергии, возникающие при внешнем контакте системы (элемента
системы) с окружаущей средой, ЕL.
Эксергетический баланс с учетом приведенных потоков записывается в
виде
ЕF= ЕР+ ЕD+ ЕL
Главный
критерий
эксергетического
(7.38)
анализа,
заменяющий
термин
эксергетического к.п.д., носит название «эксергетическая эффективность».

ÅÐ
.
ÅF
(7.39)
178
Отнесение транзитных или прерывистых потоков эксергии к категории
ЕF или ЕР сформулировано в правилах, изложенных в  27,
28 .
На базе схем энергетических и материальных потоков, рис. 7.4-7.6, можно
составить формализованные схемы эксергетических преобразований, рис. 7.8, с
указанием входных и выходных потоков эксергий (пересекающих границы
рассматриваемой системы). Баланс эксергетических потоков замыкается
величиной
деструкции,
ЕD
и
потерь,
ЕL
эксергии
в
процессах
энергопреобразований в компонентах системы.
Рисунок 7.8 – Схемы эксергетических преобразований
в границах систем – А, Б и В. (Рисунки 7.1, 7.2, 7.3)
Для рассматриваемых схем можно записать:
 ÅF  À  ( E3 y  E2 y )   N A  ( EÒÎ Ï
( ÅÐ ) À  Å2â  Å1â
 Åà  ÅÏ Ñ )
(7.39 – а)
….
(7.39 – б)
179
À 
( ÅÐ ) À
( ÅF ) A
(7.39 – в)
( ÅF ) Á  ( Å0 ó  Å2 ó )   N  ( EÒÎ Ï  Åà  ÅÏ Ñ )
(7.40 – а)
( ÅÐ ) Á  ÅQÎ Ò
(7.40 – б)
Á 
( ÅÐ ) Á
( ÅF ) Á
 ÅF  Â  ( E0 y  E2 y )   N Â  ( EÒÎ Ï
(7.40 – а)
 Åà  ÅÏ Ñ )
( ÅÐ ) Â  ( Å2â  Å1â )  ÅQâ
Â 
(7.41 – а)
(7.41 – б)
( ÅÐ ) Â
( ÅF ) Â
(7.41 – в)
Для выполнения расчетов по изменению удельной эксергии потоков
несжимаемой жидкости и идеального газа используются выражения:

T2 f
å2 f  e1 f  c f (T2 f  T1 f )  Toc ln
T1 f

 P2 f  P1 f

f


T2 g 
P2 g
å2 g  e1g  c p , g (T2 g  T1g )  Toc ln
.
  Toc R ln
T
P

1g 
1g

(7.42)
(7.43)
Расчет эксергии ископаемого топлива (природного газа) производится по
выражению:

T2 g 
P2 g
å2 g  e1g  c p , g (T2 g  T1g )  Toc ln

T
R
ln
.
 oc
T1g 
P1g

(7.44)
Расчет эксергии потока теплоты выполняется с использованием фактора
Карно
180
 T 
ÅQ  Q 1  î ñ  ,



Ò
где
(7.45)

Ò средняя температура теплоносителя в процессе теплообмена.
Поток продуктов сгорания рассматривается как смесь идеальных газов, для
определения объемного расхода этого потока принято расчетное уравнение
V Ï Ñ  V ÃÀÇ (1   èçáV 0 ),
(7.46)
где V ÃÀÇ  расход топливного газа, нм3/с (нм3/час);
V 0  объем теоретически необходимого воздуха для сжигания 1нм3
топлива.
Эксергия потока атмосферного воздуха с параметрами
Ро.с., То.с.
принимается равной нулю по определению понятия эксергии, т.е Åà  0 .
Для
сравнения
эксергетической
эффективности
гибридного
термотрансформатора с традиционными системами теплоснабжения на рисунке
7.9
представлены
схемы
эксергетических
преобразований
для
парокомпрессорного теплового насоса и котельной установки (водогрейного
котля).
а  парокомпрессорного теплового насоса; б  водогрейного котла
Рисунок 7.9 – Схемы эксергетических преобразований
а) для парокомпрессорного теплового насоса; б) для водогрейного котла
181
Показатели эксергетического анализа для ПКТН и КУ в системе ГВС
рассчитываются по выражению;
( ÅF ) Ï ÊÍ Ò  ( Å3 ó  Å2 ó )  N ÊÌ  N HP  N HC
(7.47 – а)
( ÅÐ ) Ï ÊÍ Ò  Å2â  Å1â
(7.47 – б)
 Ï ÊÍ Ò 
( ÅÐ ) Ï ÊÍ Ò
( ÅF ) Ï ÊÍ Ò
(7.47 – в)
( ÅF ) ÊÓ  ( ÅÒÎ Ï  Åà  ÅÏ Ñ )  N HC
(7.48 – а)
( ÅÐ ) ÊÓ  Å2â  Å1â
 ÊÓ 
При
(7.48 – б)
( ÅÐ ) ÊÓ
( ÅF ) ÊÓ
применении
(7.48 – в)
теплового
насоса
или
водогрейного
котла для
отопительных целей в уравнении для ЕР рассматривается эксергия теплового
потока, эквивалентного тепловому стоку в окружающую сруду, т.е. ЕР=ЕQОТ.
Результаты расчета эксергетической эффективности приведены в таблице
7.6 и рисунке 7.10.
7.5.3 Коэффициент преобразования
Термодинамическое сопоставление различных схем теплоснабжения
производится по затрате первичной энергии, необходимой для производства
определенного количества электроэнергии и тепла среднего потенциала. Таким
образом,
подобное
сопоставление
сравнивает
тепловую
нагрузку,
передаваемую потребителю тепловым насосом, с тепловым потоком, который
генерируется при сжигании ископаемого топлива. Показателем уровня
использования
первичного
энергоресурса
может
служить
величина
182
коэффициента преобразования по полной цепи от первичного энергоресурса,
ÑÎ Ð
Q
ÑÎ Ð 
(7.49)
.
Q Ï ÅÐ
Для электрогенерации на базе тепловых электростанций (ТЕС)
ÑÎ ÐÒÝÑ


N ÝË
.
(7.50)
Q Ï ÅÐ
Для теплогерерации в котельной установке
ÑÎ ÐÊÓ   ÊÓ 
QÊÓ
.


 Q Ï ÅÐ 

 ÊÓ
(7.51)
Для моноэнергетической теплонасосной системы с потреблением только
электроэнергии
 ÑÎ Ð ÒÍ

QTH
 ÑÎ ÐÒÝÑ  ÑÎ ÐËÝÏ ,
N ÝË
(7.52)
где ÑÎ ÐËÝ Ï  коэффициент преобразования в линии электропередачи от
ТЭС до приводного электродвигателя оборудования теплонасосной установки.
Для гибридного термотрансформатора
ÑÎ ÐÃÒÒ 
QÒÍ
.
ÂÊ
N
 Q Ï ÝÐ
COPÒÝÑ  ÑÎ ÐËÝÏ
(7.53)
183
В свою очередь для котельной установки с потреблением топливного
газа
QÏÊÓÝÐ  V ÃÀÇ QÍÑ .
Результат расчета
(7.54)
ÑÎ Ð для рассматриваемых вариантов работы ГТТ
приведены в таблице 7.6 и на рисунке 7.11.
7.5.4 Экономическая оценка энергоэффективности
Энергетическая составляющая
удельной стоимости теплоснабжения
может быть представлена следующим выражением

N
ÑQ    öý/ ý  ÝË

QT




    ö Ï ÅÐ  I Ï ÅÐ ,


QT 


(7.55)
где ö ý / ý , ö Ï ÅÐ  тарифы на электроэнергию и первичные энергоресурсы;
I Ï ÅÐ  параметр интенсивности ПЭР (объемный или массовый расход);
QT  тепловой поток, передаваемый потребителю.
Для системы ГВС данный показатель рассматривается относительно
объемного расхода нагреваемой води и связан с величиной СQ следующим
выражением:
ÑV  CQ
QT
.
(7.56)
Vâ
Как следует из выражения (7.55), удельная часовая стоимость СQ
суммирует затраты на разные виды энергоносителей, что позволяет проводить
сравнительный анализ в более расширенной форме.
Результаты расчета СQ и СV представлены в таблице 7.6 и на рисунке 7.12.
184
Таблица 7.6
t1y

tи
ГТТ
0
Ñ
0
Ñ
ПКНТ

tК=60

0
CQ
ÑÎ Ð
КУ
ГТТ
ПКНТ



КУ
ГТТ
С ; t11=45 0 С ; t1Т=90 0 С ; t2Т=70 0 С ; V 0  9.54
QHC  34.01
грн
Гкал

ПКНТ
ãðí
Ãêàë
CV
КУ
ГТТ
ãðí грн
3
Ãêàë м
ПКНТ
КУ
грн
м3
грн
м3
м3воз
0
; tПС=150 С ;  ГАЗ  1,1;
3
нм газа
мДж
грн
грн
; цэ/ э  0,84
; цгаз  3 3 ;
3
нм
кВтч
нм
СОРТЭС=0,3; СОРЛЭП=0,95;  КУ
 0,95
Схема А
2
-3
0,333
0,302
0,124
2,226
0,749
0,94
6,39
15,53
16,4
5
0
0,321
0,313
0,124
2,196
0,792
0,94
6,58
14,7
16,4
8
3
0,308
0,324
0,124
2,185
0,887
0,94
6,66
13,9
16,4
Схема Б
8
0
0,22
0,216
0,124
1,556
0,689
0,94
209,4
404
381
9
1
0,219
0,218
0,124
1,553
0,7
0,94
209,4
397
381
10
2
0,217
0,22
0,124
1,519
0,712
0,94
209,4
390
381
Схема В (система ГВС)
-15
-25
0,305
0,211
0,124
1,835
0,484
0,94
7,81
24,0
16,4
-8
-18
0,332
0,249
0,124
1,968
0,571
0,94
7,24
20,4
16,4
-2
-12
0,342
0,269
0,124
1,981
0,618
0,94
7,14
18,8
16,4
4
-6
0,341
0,293
0,124
1,938
0,673
0,94
7,26
17,3
16,4
10
0
0,332
0,323
0,124
1,875
0,742
0,94
7,53
15,7
16,4
Схема В (система отопления)
-15
-25
0,242
0,167
0,124
1,835
0,484
0,94
186,7
575,5
381
-8
-18
0,263
0,197
0,124
1,968
0,571
0,94
173,2
487
381
-2
-12
0,272
0,213
0,124
1,981
0,618
0,94
170,8
450,5
381
4
-6
0,271
0,233
0,124
1,938
0,673
0,94
173,6
413,5
381
10
0
0,263
0,257
0,124
1,857
0,742
0,94
180,5
375
381
185
Рисунок 7.10 График значений эксергетической эффективности для
условий tи=00С, tк=600С
Рисунок 7.11 – График значений коэффициента преобразования СОР для
условий tи=00С; tк=600С
186
Рисунок 7.12–Экономические показатели энергоэффективности
теплоснабжения:
а—для системы ГВС; б—для системы отопления (режим tи=00С; tк=600С)
187
ВЫВОДЫ
В работе на основе термодинамического анализа рабочего процесса
струйного термокомпрессорного модуля и результатов расчета энергетических
показателей цикла термотрансформатора, а также термодинамических и
геометрических параметров его элементов разработан новый комбинированный
цикл понижающего термотрансформатора, который обеспечивает эффективное
преобразование подведенной энергии в поток теплоносителя системы
теплоснабжения с необходимым температурным уровнем (50…90 0С).
1 Выполнен анализ известных способов теплоснабжения и рассмотрен
принцип
струйной
термокомпрессии
для
термотрансформации
низкопотенциальных тепловых потоков.
2 Выполнены расчетные исследования рабочего процесса понижающего
гибридного термотрансформатора и дана оценка достижимых показателей
энергоэффективности.
3 Определена область исходных режимных параметров, соответствующая
максимальным значениям СОР.
4
Выполнена
оценка
энергоэффективности
исследуемого
термотрансформатора при использовании в качестве рабочего вещества
синтезированных хладагентов и их смесей, а также чистых углеводородов.
5 Выполнена оценка влияния метастабильности хладагентов в процессе
релаксационного парообразования на расходную характеристику активного
потока жидкостно–парового струйного компрессора.
6 Получены апроксимационные зависимости и графики для расчета
предельной скорости конденсированной фазы рабочей среды и критической
скорости активного потока мелкодисперсной парокапельной структуры.
7 На основании полученных зависимостей для кризисных характеристик
процесса истечения вскипающего потока холодильного агента подготовлена и
апробирована
программа
численного
исследования
рабочего
процесса
понижающего термотрансформатора с использованием рабочего вещества
R134а, входящего в группу озононеразрушающих хладагентов.
188
8 Дана оценка энергоэффективности термотрансформатора при его
работе в режиме холодильной машины, показаны преимущества в сравнении с
парокомпрессорными холодильными машинами отечественных и зарубежных
производителей.
9 Установлены основные параметры для проектирования опытнопромышленного
образца
струйного
термотрансформатора
для
системы
теплоснабжения.
10 На основе расчетного моделирования спроектировано основное
оборудование
для
опытно–промышленного
образца
понижающего
термотрансформатора, работающего в режиме теплового насоса.
11
На
базе
термоэкономических
расчетов
с
использованием
эксергетического метода и по экономической модели выполнено сопоставление
показателей
энергоэффективности
исследуемого
термотрансформатора,
котельной установки и парокомпрессорного теплового насоса на равновеликую
теплопроизводительность. По всем схемам показатели эксергетической
эффективности и коэффициента преобразования COP значительно выше, чем
для традиционных систем теплоснабжения: энергетическая эффективность
понижающего термотрансформатора оценивается эксергетическим КПД 0,4-0,5
и коэффициентом теплоиспользования первичного энергоресурса 2-2,5, что в 2
раза выше, чем для котельных установок и в 1,5 раза выше, чем для
парокомпрессорных тепловых насосов.
12 Использование уточненного программного комплекса для хладагента
R134а позволило выполнить моделирование режимных и энергетических
характеристик термотрансформатора при его работе в режиме теплового
насоса.
Рассмотрена
группа
схемных
решений
с
использованием
термотрансформатора для целей отопления и горячего водоснабжения. В
качестве низкопотенциальных источников теплоты рассматривались потоки
теплоты от грунта, грунтовой воды и атмосферного воздуха.
13 Удельная энергетическая стоимость теплоснабжения при применении
исследованного термотрансформатора в 2 и более раз ниже, чем для котельных
189
установок и парокомпрессорных тепловых насосов для расчетного уровня
сетевой воды, равной 55оС.
14 Создан ряд методик и программных продуктов, которые можно
использовать
при
оборудования
на
термокомпрессией.
разработке
замены
понижающий
или
модернизации
термотрансформатор
со
котельного
струйной
190
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Фаворский О.Н., Полищук В.Л., Лившиц И.М., Длугосельский В.И.
Мировой опыт и перспективы внедрения парогазовых и газотурбинных
технологий в теплоэнергетику России на основе возможностей отечественного
энергомашиностроения // Теплоэнергетика. – 2007. – №9. – С. 46.
2. Парова термотрансформаторна установка – Патент України №28398,
МПК (2006) F25B1/100, Опубл. 10.12.2007. Бюл. №20.
3. Андрющенко А.И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических
установок. – М.: Высш. школа, 1975. – 263 с.
4. Марченко В.Н., Прокопов М.Г., Одинцов В.Ф. Перспективы применения
струйного термокомпрессора в малой теплоэнергетике // Компрессорное и
энергетическое машиностроение. – 2008. - №1 (11). – С. 24– 30.
5. Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы. – М.: Энергоиздат, 1982. – 224 с.
6. Холодильные машины: Учебн. для вузов / Н.Н. Кошкин, И.А. Сакун,
Е.М. Бамбушек и др. – Л.: Машиностроение, 1985. – 510 с.
7. Марченко В.Н., Прокопов М.Г. Расчет парообразования в ускоряющихся
потоках
вскипающей
жидкости.
//
Компрессорное
и
энергетическое
машиностроение. – 2007. - №4 (10). – С. 98– 105.
8. Марченко В.Н., Прокопов М.Г. Энергетическая эффективность парового
струйного термокомпрессора // Холодильна техніка і технологія. – 2007. – №5
(109). – С. 45– 51.
9. Соколов Е.Я., Зингер Н.М. Струйные аппараты. – М.: Энергоиздат, 1989.
– 352 с.
10. Зысин В.А., Баранов Г.А., Барилович Б.А., Парфенов Т.Н. Вскипающие
адиабатные потоки. – М.: Атомиздат, 1976. –152 с.
11. Тонконог В.Г., Гортышов Ю.Ф. Фазовые переходы в потоке жидкости //
Труды Казанского гос. техн. университета им. Туполева, 2004.
12. Марченко В.Н., Прокопов М.Г. Парообразование в адиабатных
ускоряющихся потоках вскипающей жидкости // Компрессорное и
энергетическое машиностроение. – 2007. –№3 (9). С. 94 –99.
13. Вайсман М.Д. Термодинамика парожидкостных потоков. – Л.: Энергия,
1967. – 270 с.
191
14. Фисенко В.В. Критические двухфазные потоки. –М.: Атомиздат,
1978 – 160 с.
15. Новиков И.И. Термодинамика. – М.: Машиностроение, 1984. – 592 с.
16. Марченко В.Н., Жиленко Н.А. Струйная термокомпрессорная
установка: назначение, принцип действия, термодинамическая модель и
результаты расчетных исследований рабочего процесса// Вісник Сумського
державного університету.-2004.-№13(72).-С. 50-60.
17. www. Hidromash. md.
18. Бучко Н.А. и др. Теплофизические основы получения исскуственного
холода.
19. Михайлев М.Ф., Третьяков Н.П., Мильченко А.И., Зобнин В.В. Расчет и
конструирование машин и аппаратов химических производств. Примеры и
задачи. Уч. пособие для студентов вузов. – Л.: Машиностроение, 1984. – 301 с.
20. Бажан П.И., Каневец Г.Е., Селевестров В.М. Справочник по
теплообменным аппаратам. – М.: Машиностроение, 1989. – 367 с.: ил.
21. Данилова Г.Н., Богданов С.Н., Иванов О.П. и др. Теплообменные
аппараты холодильных установок / под общ. ред. д–ра техн. наук
Г.Н. Даниловой – 2–е изд., перераб. и доп. – Л.: Машиностроение. Ленингр.
отд–ние, 1986. – 303 с.
22. Кутепов А.М., Стермпн Л.С., Стюшин Н.Г. Гидродинамика и
теплообмен при парообразовании: уч. пособие для втузов. –3–е изд., испр. – М.:
высш. шк., 1986. – 448 с.
23. Бродянский В.М. Эксергетический метод термодинамического анализа.
– М.: Энергия, 1973. – 296 с.
24. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации
тепла и процессов охлаждения. – М.: Энергоиздат, 1981. – 320 с.
25. Эксергетические расчеты технических систем. Справочное пособие /
Под ред А. А. Долинского и В. М. Бродянского. – Киев: Наукова думка, 1991.
26. Moran M. I., Shapiro H. N. Fundamentals of enqineerinq thermodynamics. –
New York: John Wiley, 1992.
27. Тсатсаронис Д. Взаимодействие термодинамики и экономики для
минимизации стоимости энергопреобразующей системы. – Одесса: ООО
Студия «Негоциант», 2002. – 152 с.
28. Морозюк Т.В. Теория холодильных машин и тепловых насосов. –
Одесса: Студия «Негоциант», 2006. – 712 с.
192
Приложение А
Текст программы «Понижающий термотрансформатор»
unit tabl;
interface
uses
Windows, Messages, SysUtils, Variants, Classes, Graphics, Controls, Forms,
Dialogs, StdCtrls,IniFiles, Buttons, ComCtrls;
type
TForm1 = class(TForm)
Label17: TLabel;
Edit14: TEdit;
Edit17: TEdit;
Edit10: TEdit;
Label11: TLabel;
Edit9: TEdit;
Edit8: TEdit;
Edit13: TEdit;
Label3: TLabel;
Edit15: TEdit;
Label4: TLabel;
Edit16: TEdit;
Label5: TLabel;
Label9: TLabel;
Label10: TLabel;
Label16: TLabel;
GroupBox3: TGroupBox;
Label14: TLabel;
Label25: TLabel;
Label28: TLabel;
Label32: TLabel;
Edit30: TEdit;
Edit44: TEdit;
Edit45: TEdit;
Edit49: TEdit;
Edit58: TEdit;
Edit61: TEdit;
Label6: TLabel;
Label45: TLabel;
GroupBox6: TGroupBox;
Label46: TLabel;
Label47: TLabel;
Label1: TLabel;
Label2: TLabel;
Label21: TLabel;
Label27: TLabel;
Label30: TLabel;
Label31: TLabel;
Label7: TLabel;
Label8: TLabel;
193
Label12: TLabel;
Label13: TLabel;
Edit1: TEdit;
Edit2: TEdit;
BitBtn5: TBitBtn;
Edit3: TEdit;
Edit4: TEdit;
Edit5: TEdit;
Edit6: TEdit;
Edit7: TEdit;
Edit11: TEdit;
Edit23: TEdit;
Edit24: TEdit;
Edit27: TEdit;
Edit28: TEdit;
Edit18: TEdit;
Edit19: TEdit;
Label18: TLabel;
Label19: TLabel;
procedure BitBtn1Click(Sender: TObject);
private
public
end;
procedure DataFile;
procedure DataFileVoda;
procedure Data_A_02;
procedure Data;
procedure DataKzv;
var
Form1: TForm1;
PathIni:String;
a,b : integer;
TableAr : array[1..375,1..15] of real;
NaydenoAr : array[1..15] of real;
NaydenoAr2 : array[1..15] of real;
RezultAr : array[1..15] of real;
TableArVoda : array[1..81,1..4] of real;
RezultArVoda : array[1..4] of real;
K_zv : array[1..3,1..9] of real;
a_Ar : array[1..10] of real;
y_Ar : array[1..10] of real;
h_12 : array[1..10] of real;
t_12 : array[1..10] of real;
V_12 : array[1..10] of real;
S_12 : array[1..10] of real;
D_Ar : array[1..10] of real;
y2_Ar: array[1..10] of real;
a2_Ar: array[1..10] of real;
av_Ar: array[1..10] of real;
t_22 : array[1..10] of real;
c_12 : array[1..10] of real;
194
r_12 : array[1..10] of real;
y_Arv: array[1..10] of real;
t_delta: array[1..10] of real;
y2_Ar_5: array[1..10] of real;
a2_Ar_5: array[1..10] of real;
V_12_5: array[1..10] of real;
data_1: array[1..8,1..10] of real;
data_2: array[1..100,1..12] of real;
data_3: array[1..13] of real;
data_4: array[1..13] of real;
znachen : real;
q, qq, qqq, qqqq : real;
jj, k, l, ll, lll,llll : integer;
p0, t0, mu0, alfa_k, df, delta, e_zv, v : real;
p_s0, h_v0, S_v0, V_0, V_0_2, h_0, S_0, e_s, F,
m_a, P_f, W_f, c_k,
a_v, d_f, Nu, n, epsilon, beta_1, z_1, x_1,
delta_z, z_2, tg_1,
p_1, gama_1, f_1, a_1, t_1, S_1, V_1_2, r_1, delta_i, lamda_2, V_g1,
h_g1, S_g1, sum_y2, x_2, x_22, f_2, p_2, t_2, V_2_2, r_2, K_2, delta_h_0,
D_2, gama_2, gama_22, kapa_2, fi_2, p_22, h_2_2, S_2_2, h_g2,
tg_2, V_g2, Sg_2, S_2, delta_S, sum_delta_S, beta_2, c_g, sum_y2_t2, tg_22,
delta_z_2, V_gv,
sum_y2_5, x_2_5, x_222,
b_p, p_11, b_a,
B1, C1, tau2, tau1, D1, a_2, V_2, x_v, M_2, delta_p, gama_a,
f_a, p_a, z_v, tau_delta, p_v, gama_v, f_v, Vg_a, Vp_2, Va : real;
z, p, t, t_g, gama1, x_0, beta_0, V_g, h_g, S_g, t_f, h_f, S_f, K_1, U_1, M_1,
gama11, p_s_tg, gam1, tg_v, t_v, h , c_g1, p_p, z_a, t_p, h_p, S_p,
kapa_a, W_as, gama_as, fi_a, fi_i, fi_m, epsilon_v, t_d_tau : real;
r_p, V_p_1, V_p_2, x_a_0, V_a_0, fi_m_0, gama_a_0, f_a_0, z_a_0, kapa_a_0,
fi_m_01, fi_i_0, S_g_a, S_a, delta_S_a, gama_m, delta_h, p_tabl, t_tabl : real;
b_z, z_n, z_k, bx, cx, gama_m2, p_01, F_m, c_k1, c_k2, alfa_k1, alfa_k2, z_p : real;
pp, i, g, ii, iiii, iiiii, nn : integer;
FText, TTText : TextFile;
k_p, W2, fi_k, kpd_s, p4, psi_m,
lamda_3, lamda_c, f_c, fi_c, x_02 : real;
h0, S0, V0, Ps0, Vs0, t_sp, V_p, h_p2, V_p2, S_p2,
delta_V, W_a, V_a, x_a,
beta_a, Ma, alfa_c, A_c, L_c, D_c, K_c, U_c1, b_c,
c_c, U_c2, delta_alfa_c, W_c2, h_oc, V_c, otnW_c_k_W_a,
W_c, beta_c, x_c, M_c,
t_4, V_4, V_4_2, h_4, r_4, S_4, S_4_2, p3,
t_3, V_3, V_3_2, h_3, r_3, S_3, S_3_2, delta_V3,
195
a3, b3, c3, d3, e3, h4, delta_p3, U_k,
h3, W3, p2, A_k, f_k, b_k, p32,
U, x4, psi_4, S4, kpd_c, h_02, V_02, S_02 : real;
p_02, t_02, h_2, W_2_otn, V_21, W_2, W_22, M3, beta_3, beta_33, x_3, B_a1, B_a2,
n2, p_k, h_4_2, x_4, beta_4, delta_e4, delta_e02,
t_k, V_k, V_k_2, h_k, r_k, V3, E_k, Vk, Wk, x_k, beta_k, kzeta_k,
L_k, i_a, p3_0, S3, S_k, hk, h32, Aa, Sk, bk, ck, gk, Mk, b33, c33, g33,
B_aa1, B_aa2, beta_k2, p_k0 : real;
V_02_2, r_02, h02, S02, V02, g1, g12, V1, W1, x1, beta1, M1, S1 : real;
c_p, t_021, h_22, S_22, fi_3, V_022, h_022, S_022, a_zv, x_as, V_as, f_as, T_2s,
T_2p, V_2p, V2, a2_zv, beta_zv, f_3, B_, p_32, p_3, p_33, h_020, S_020, V_020, U_d, ppp,
p_zv, teta1, teta2, W_otn_zv1, W_otn_zv2, W_zv2, V_2zv, a_zvzv, p_zv1 : real;
h_020_2, V_22, kpd_n, L_n, kpd_0i, kpd_efff, kpd_enef, A_02, x_022 : real;
p_03, delta_p2, delta_tp, kpd_t1, kpd_t0, kpd_pg, Ne, qn, ro_topl, c_topl, t_10,
q_a, V_10, h_10, S_10, p_20, h_20s, l_t1, h_20, t_20, V_20, S_20, q_p, A_022, p_30,
h_30s, L_t0, h_30, t_30, V_30, S_30, d_0, L_i, h_30_1, S_30_1, q_1p, q_0, q_1,
q_2, e_q, kpd_i, kpd_e, m_p, Q_pp, Q_aa, Q_00, Q_11, Q_tc, N_k, N_t, N_e, m_aa,
V_n, m_top, V_top, E_qq, alfa_cc, q_k, delta_p1, p_10 : real;
kapa, alfa, delta_1, I_1, I_2, I_3, c_a, b_k0, y_10, y_20, t_a, delta_tg, fi_p,
h_a_1, S_a_1, S_a_2, z_as, f_aa, z_aa, x_aa, V_aa, beta_aa, r_a, V_a_1, V_a_2, a_k0,
Vg_a_1, Vg_a_2, Sg_a_1, delta_S3, V4, h_a : real;
kpd_0i_t, kpd_0i_n, L_i_t, x02, d0, L_i_n, N_1i, q1, tg_a, hg_a_1, h_0_2, h_a_2,
l__k, d__3, kapa_k, q2, otn_q2, delta_eq, kpd_ee, kpd_m_t, kpd_m_n, kpd_k_a, kpd_g,
L_ik, L_t, L_e, kpd_e_ptu, ppp1, ppp2, kpd_stk, hg_a_2, V_v0, t_s0, delta_tn, a_zv_2,
t_03, kpd_p_t, V_03, h_03, S_03, V_030, h_030, S_030, x04, h_04, S_04, V_04, L_in,
q_x, q_g, e_ix, e_g, kpd_i_stk, e_ig, x_a2, alfa_2, alfa_n : real;
implementation
{$R *.dfm}
procedure TForm1.BitBtn1Click(Sender: TObject);
begin
p0:= StrToFloat(Edit1.Text);
t0:= StrToFloat(Edit2.Text);
mu0:= StrToFloat(Edit23.Text);
alfa_k:= StrToFloat(Edit24.Text);
AssignFile(FText,'Rez.csv'); ReWrite(FText);
llll:=1;
while llll=1 do
begin
//Течение в начальном участке
jj:=1; znachen:=t0;
DataFile;
p_s0:=RezultAr[2];
V_0:=RezultAr[3];
V_0_2:=RezultAr[4];
h_0:=RezultAr[5];
S_0:=RezultAr[8];
196
h_v0:=h_0;
S_v0:=S_0;
jj:=2; znachen:=p0;
DataFile;
t_s0:=RezultAr[1];
delta_tn:=t_s0-t0;
e_s:=p_s0/p0;
if (1-e_s)>=0.58 then
begin
F:=sqr(sqr(mu0))*(1-e_s);
jj:=3; znachen:=F;
DataKzv;
e_zv:=RezultAr[2];
m_a:=sqrt((1-e_zv)/(1-e_s));
end;
if (1-e_s)<0.58 then if (1-e_s)>=0.47 then
begin
m_a:=1.12;
end;
if (1-e_s)<0.47 then if (1-e_s)>=0.36 then
begin
F:=sqr(sqr(mu0))*(1-e_s);
jj:=3; znachen:=F;
DataKzv;
e_zv:=RezultAr[2];
m_a:=0.677+0.923*(1-e_s);
end;
if (1-e_s)<0.36 then m_a:=1;
W_f:=m_a*mu0*sqrt(2*(p0-p_s0)*V_0*100000);
//Исходные данные
p4:=StrToFloat(Edit5.Text);
p_a:=StrToFloat(Edit4.Text);
fi_3:=StrToFloat(Edit7.Text);
fi_a:=StrToFloat(Edit6.Text);
fi_p:=StrToFloat(Edit11.Text);
k_p:=StrToFloat(Edit27.Text);
M3:=StrToFloat(Edit3.Text);
kpd_s:=StrToFloat(Edit28.Text);
fi_k:=StrToFloat(Edit18.Text);
n:=StrToFloat(Edit19.Text);
c_p:=1.95;
R_p:=461.5;
kpd_n:=0.8;
jj:=2; znachen:=p_a;
DataFile;
t_a:=RezultAr[1];
V_a_1:=RezultAr[3];
V_a_2:=RezultAr[4];
h_a_1:=RezultAr[5];
h_a_2:=RezultAr[6];
r_a:=RezultAr[7];
197
S_a_1:=RezultAr[8];
S_a_2:=RezultAr[9];
W_as:=sqrt(2000*(h_0-h_a_1-(S_0-S_a_1)*(t_a+273.15)));
gama_as:=W_as/W_f;
W_a:=fi_a*W_as;
gama_a:=W_a/W_f;
f_as:=(h_0-h_a_1+(V_a_1/(V_a_2-V_a_1))*r_a(sqr(W_as)/2000))/(gama_as*(V_0/(V_a_2-V_a_1))*r_a);
c_k:=2*sin(alfa_k*3.14/(2*180))/cos(alfa_k*3.14/(2*180));
z_as:=1/c_k*(sqrt(f_as)-1);
S_a:=S_v0;
tg_a:=t_a;
lll:=1;
while lll=1 do
begin
tg_a:=tg_a+0.01-0.01;
jj:=1; znachen:=tg_a;
DataFile;
Vg_a_1:=RezultAr[3];
Vg_a_2:=RezultAr[4];
hg_a_1:=RezultAr[5];
hg_a_2:=RezultAr[6];
Sg_a_1:=RezultAr[8];
h_0_2:=hg_a_1+(S_a-Sg_a_1)/(S_a_2-Sg_a_1)*(h_a_2-hg_a_1)+sqr(W_a)/2000;
if h_0/h_0_2 < 1.0001 then
if h_0/h_0_2 > 0.9999 then lll:=2;
lll:=2;
end;
x_a:=(h_0-h_a_1-sqr(W_a)/2000)/r_a;
V_a:=Vg_a_1+x_a*(V_a_2-Vg_a_1);
A_k:=sqr(W_a)/(V_a*p_a*100000);
f_a:=V_a/(V_0*gama_a);
z_a:=1/c_k*(sqrt(f_a)-1);
a_zv:=sqrt(100000*k_p*p_a*V_a{sqr(V_a)/(V_a-V_02)});
Ma:=W_a/a_zv;
h_a:=hg_a_1+x_a*(h_a_2-hg_a_1);
p_02:=p_a*2;
l:=1;
while l=1 do
begin
p_02:=p_02-0.001;
//Рабочая струя
jj:=2; znachen:=p_02;
DataFile;
t_02:=RezultAr[1];
V_02:=RezultAr[3];
V_022:=RezultAr[4];
h_02:=RezultAr[5];
198
h_022:=RezultAr[6];
r_02:=RezultAr[7];
S_02:=RezultAr[8];
S_022:=RezultAr[9];
h_020:=h_022;
V_020:=V_022;
S_020:=S_022;
a_zv_2:=sqrt(100000*k_p*p_a*V_a_2);
W_2:=fi_p*sqrt(2000*(h_020-h_a_1-(S_020-S_a_1)*(t_a+273.15)));
if W_a < a_zv_2 then
if W_2/W_a < 1.001 then
if W_2/W_a > 0.999 then l:=2;
if W_a > a_zv_2 then
if W_2/a_zv_2 < 1.001 then
if W_2/a_zv_2 > 0.999 then l:=2;
end;
a_zv_2:=sqrt(100000*k_p*p_a*V_a_2);
M_2:=W_2/a_zv_2;
h_2:=h_020-sqr(W_2)/2000;
V_2:=V_a_2;
alfa_2:=W_2/W_a;
x_2:=(h_020-h_a_1-sqr(W_a)/2000)/r_a;
S_2:=S_a_1+x_2*(S_a_2-S_a_1);
beta_a:=1/(1+(1/x_a-1)*V_02/V_022);
//Расчет диффузора
jj:=2; znachen:=p4;
DataFile;
t_4:=RezultAr[1];
V_4:=RezultAr[3];
V_4_2:=RezultAr[4];
h_4:=RezultAr[5];
h_4_2:=RezultAr[6];
r_4:=RezultAr[7];
S_4:=RezultAr[8];
S_4_2:=RezultAr[9];
beta_zv:=1;
ll:=1; delta_p3:=0.002; p3:=p_02;
while ll=1 do
begin
p3:=p3+delta_p3;
jj:=2; znachen:=p3;
DataFile;
t_3:=RezultAr[1];
V_3:=RezultAr[3];
V_3_2:=RezultAr[4];
h_3:=RezultAr[5];
r_3:=RezultAr[7];
S_3:=RezultAr[8];
S_3_2:=RezultAr[9];
199
delta_V3:=V_3_2-V_3;
a3:=(sqr(10*M3)*k_p*p3*delta_V3)/(2*beta_zv*r_3);
b3:=((t_4+273.15)/(t_3+273.15))-(1-kpd_s);
c3:=h_4-((t_4+273.15)/(t_3+273.15))*h_3;
d3:=(t_4+273.15)*(S_4-S_3);
e3:=h_3-r_3*V_3/delta_V3;
h4:=((1+a3)*(d3-c3)-a3*b3*e3)/(b3-kpd_s*(1+a3));
h3:=(kpd_s*h4-c3+d3)/b3;
x_3:=(h3-h_3)/r_3;
V3:=V_3+x_3*delta_V3;
beta_zv:=(V3-V_3)/V3;
if h4 > (h_v0-0) then ll:=2;
end;
W3:=sqrt(2000*(h4-h3));
U_d:=(h4-h_v0)/(h_020-h4);
f_k:=1+U_d*(V_2/V_a);
f_3:=(1+U_d)*(beta_zv*W_a*W3/(sqr(M3)*k_p*V_a*p3*100000));
//Камера
a_k0:=sqr(W_a)/(V_a*p_a*100000);
b_k0:=f_3*(1+sqr(M3)*k_p/(fi_k*beta_zv))*p3/p_a;
U_k:=(b_k0-a_k0+(1-f_3)/2*exp((1-n)*ln(p3/p_a))-(1+f_3)/2)/(alfa_2*a_k0V_2/(2*alfa_2*V_a)*(exp((1-n)*ln(p3/p_a))-1));
ll:=1; delta_p3:=0.0002; p_33:=p3;
while ll=1 do
begin
p_33:=p_33+delta_p3;
jj:=2; znachen:=p_33;
DataFile;
t_3:=RezultAr[1];
V_3:=RezultAr[3];
V_3_2:=RezultAr[4];
h_3:=RezultAr[5];
r_3:=RezultAr[7];
S_3:=RezultAr[8];
S_3_2:=RezultAr[9];
delta_V3:=V_3_2-V_3;
a3:=(sqr(10*M3)*k_p*p_33*delta_V3)/(2*beta_zv*r_3);
b3:=((t_4+273.15)/(t_3+273.15))-(1-kpd_s);
c3:=h_4-((t_4+273.15)/(t_3+273.15))*h_3;
d3:=(t_4+273.15)*(S_4-S_3);
e3:=h_3-r_3*V_3/delta_V3;
h4:=((1+a3)*(d3-c3)-a3*b3*e3)/(b3-kpd_s*(1+a3));
h3:=(kpd_s*h4-c3+d3)/b3;
x_3:=(h3-h_3)/r_3;
V3:=V_3+x_3*delta_V3;
beta_zv:=(V3-V_3)/V3;
W3:=sqrt(2000*(h4-h3));
U_d:=(h4-h_v0)/(h_020-h4);
f_k:=1+U_d*(V_2/V_a);
f_3:=(1+U_d)*(beta_zv*W_a*W3/(sqr(M3)*k_p*V_a*p3*100000));
fi_k:=0.92;
a_k0:=sqr(W_a)/(V_a*p_a*100000);
200
b_k0:=f_3*(1+sqr(M3)*k_p/(fi_k*beta_zv))*p3/p_a;
U_k:=(b_k0-a_k0+(1-f_3)/2*exp((1-n)*ln(p3/p_a))-(1+f_3)/2)/(alfa_2*a_k0V_2/(2*alfa_2*V_a)*(exp((1-n)*ln(p3/p_a))-1));
if U_d/U_k < 1.02 then
if U_d/U_k > 0.99 then ll:=2;
end;
beta_3:=1/(1+(1/x_3-1)*V_3/V_3_2);
x_4:=(h4-h_4)/r_4;
V4:=V_4+x_4*(V_4_2-V_4);
beta_4:=1/(1+(1/x_4-1)*V_4/V_4_2);
U:=U_d;
psi_4:=x_4*(1+U)/U;
S3:=S_3+x_3*(S_3_2-S_3);
S4:=S_4+x_4*(S_4_2-S_4);
delta_S3:=S3-S_a-U*(S_2-S3);
t_03:=45;
kpd_0i_n:=0.8;
kpd_m_n:=0.96;
kpd_p_t:=0.95;
jj:=1; znachen:=t_03;
DataFile;
V_03:=RezultAr[3];
h_03:=RezultAr[5];
S_03:=RezultAr[8];
V_030:=V_03;
h_030:=h_03;
S_030:=S_03;
p_03:=p4;
x04:=(h_03-h_02)/r_02;
h_04:=h_03;
S_04:=S_02+x04*(S_022-S_02);
V_04:=V_02+x04*(V_022-V_02);
L_in:=V_4*(p0-p4)*100/kpd_0i_n;
q_a:=h_0-h_4-l_in+(h_4-h_03)*(psi_4-1)*u;
d0:=1-1/psi_4;
L_k:=l_in/(u*psi_4);
q_k:=q_a/(u*psi_4);
q_x:=(h_020-h_04)/psi_4;
q_g:=(h_4_2-h_030);
e_ig:=q_g/(q_k+L_k);
e_ix:=q_x/(q_k+L_k);
e_g:=(u*psi_4)*q_g/(1/kpd_p_t*q_a+1/kpd_m_n*L_in);
delta_e4:=h_4_2-h_030-293*(S_4_2-S_030);
delta_e02:=h_022-h_030-293*(S_022-S_030);
kpd_e:=u*(psi_4*delta_e4-delta_e02)/(1/kpd_p_t*q_a+1/kpd_m_n*L_in);
kpd_i_stk:=1-293*(psi_4*(S_4_2-S_030)-(S_022-S_030))/(psi_4*(h_4_2-h_030)-(h_022h_030));
kpd_efff:=u*psi_4*delta_e4/(1/kpd_p_t*q_a+1/kpd_m_n*L_in);
201
kpd_enef:=u*psi_4*delta_e4/(1/kpd_p_t*q_a+1/kpd_m_n*L_in*5);
alfa_n:=L_k/(L_k+q_k);
lll:=2;
llll:=2;
end;
Writeln(FText,';');
Writeln(FText,p0/10:2:4,';',t0:2:1,';',V_0:2:6,';',h_v0:2:3,';',S_0:2:4,';');
Writeln(FText,p_02/10:2:4,';',t_02:2:1,';',V_020:2:6,';',h_020:2:3,';',S_020:2:4,';',x_02:2:3,';');
Writeln(FText,p_a/10:2:4,';',tg_a:2:1,';',V_a:2:6,';',h_a:2:3,';',S_a:2:4,';',x_a:2:3,';',beta_a:2:3,';');
Writeln(FText,p_a/10:2:4,';',t_a:2:1,';',V_2:2:6,';',h_2:2:3,';',S_2:2:4,';',x_2:2:3,';',0.999:2:3,';');
Writeln(FText,p_33/10:2:4,';',t_3:2:1,';',V3:2:6,';',h3:2:3,';',S3:2:4,';',x_3:2:3,';',beta_3:2:3,';');
Writeln(FText,p4/10:2:4,';',t_4:2:1,';',V4:2:6,';',h4:2:3,';',S4:2:4,';',x_4:2:3,';',beta_4:2:3,';');
Writeln(FText,';');
Writeln(FText,fi_a:2:2,';',W_a:2:1,';',M3:2:2,';',fi_k:2:2,';',U:2:1,';',kpd_e:2:3,';',1-e_s:2:2,';');
Writeln(FText,alfa_k:2:2,';',c_k:2:3,';');
Writeln(FText,';');
Writeln(FText,p4/10:2:2,';',t_4:2:1,';',V_4_2:2:6,';',h_4_2:2:1,';',S_4_2:2:4,';');
Writeln(FText,p_03/10:2:2,';',t_03:2:1,';',V_030:2:6,';',h_030:2:1,';',S_030:2:4,';');
Writeln(FText,p_02/10:2:2,';',t_02:2:1,';',V_04:2:6,';',h_04:2:1,';',S_04:2:4,';',x04:2:3,';');
Writeln(FText,p_02/10:2:2,';',t_02:2:1,';',V_020:2:6,';',h_020:2:1,';',S_020:2:4,';');
Writeln(FText,';');
Writeln(FText,d0:2:3,';',L_k:2:2,';',q_k:2:2,';',q_x:2:2,';',q_g:2:2,';',e_g:2:2,';',kpd_efff:2:3,';',W_2/W
_a:2:3,';',alfa_n:2:3,';',kpd_enef:2:3,';');
Writeln(FText,h_020:2:2,';',h_04:2:2,';',h_4_2:2:2,';',h_030:2:2,';');
CloseFile(FText);
Edit30.Text:=FloatToStr(U_k);
Edit45.Text:=FloatToStr(e_g);
Edit49.Text:=FloatToStr(kpd_e);
Edit44.Text:=FloatToStr(kpd_efff);
Edit58.Text:=FloatToStr(kpd_enef);
Edit61.Text:=FloatToStr(p_02);
Edit8.Text:=FloatToStr(1-e_s);
Edit9.Text:=FloatToStr(alfa_n);
Edit10.Text:=FloatToStr(d0);
Edit13.Text:=FloatToStr(W_2/W_a);
Edit14.Text:=FloatToStr(f_a);
Edit15.Text:=FloatToStr(z_a);
Edit16.Text:=FloatToStr(f_k);
Edit17.Text:=FloatToStr(f_3);
end;
procedure DataFile;
var
f : TextFile;
i, j, k,m : integer;
koef, n : real;
begin
AssignFile(F,'tablePar.txt');
202
Reset(F);
Readln(F,a);
Readln(F,b);
for j:=1 to a do begin
for i:=1 to b do begin
readln(f,n); TableAr[i,j]:=n;
end;
end;
CloseFile(F);
k:=1;
while k=1 do //Заполнение 2-х массивов для дальн. интерполяции
begin
for i:=2 to b do
begin
if znachen>TableAr[i-1,jj]then
if znachen<=TableAr[i,jj] then
begin
for m:=1 to 9 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableAr[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableAr[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
if znachen>=TableAr[i,jj] then
if znachen<TableAr[i-1,jj]then
begin
for m:=1 to 9 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableAr[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableAr[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
end;
end;
if NaydenoAr[jj] > NaydenoAr2[jj] then
koef:=(znachen-NaydenoAr2[jj])/(NaydenoAr[jj]-NaydenoAr2[jj]);
if NaydenoAr[jj] < NaydenoAr2[jj] then
koef:=1-(znachen-NaydenoAr[jj])/(NaydenoAr2[jj]-NaydenoAr[jj]);
for m:=1 to 9 do
begin
if NaydenoAr[m] > NaydenoAr2[m] then
RezultAr[m]:=NaydenoAr2[m]+(NaydenoAr[m] - NaydenoAr2[m])*koef;
if NaydenoAr[m] < NaydenoAr2[m] then
RezultAr[m]:=NaydenoAr2[m]-(NaydenoAr2[m] - NaydenoAr[m])*koef;
end;
end;
procedure DataFileVoda;
203
var
t : TextFile;
i, j, k,m : integer;
koef1,Tvoda, n, p : real;
begin
p:=p_tabl/10;
if p>=0.05 then if p<0.15then
AssignFile(t,'tabvoda01.txt');
if p>=0.15 then if p<0.25then
AssignFile(t,'tabvoda02.txt');
if p>=0.25 then if p<0.35then
AssignFile(t,'tabvoda03.txt');
if p>=0.35 then if p<0.45then
AssignFile(t,'tabvoda04.txt');
if p>=0.45 then if p<0.55then
AssignFile(t,'tabvoda05.txt');
if p>=0.55 then if p<1.1then
AssignFile(t,'tabvoda1.txt');
if p>=1.1 then if p<1.7 then
AssignFile(t,'tabvoda1_5.txt');
if p>=1.7 then if p<2.5then
AssignFile(t,'tabvoda2.txt');
if p>=2.5 then if p<3.5then
AssignFile(t,'tabvoda3.txt');
if p>=3.5 then if p<4.5then
AssignFile(t,'tabvoda4.txt');
if p>=4.5 then if p<5.5then
AssignFile(t,'tabvoda5.txt');
if p>=5.5 then if p<6.5then
AssignFile(t,'tabvoda6.txt');
if p>=6.5 then if p<7.5then
AssignFile(t,'tabvoda7.txt');
if p>=7.5 then if p<8.5then
AssignFile(t,'tabvoda8.txt');
if p>=8.5 then if p<9.5then
AssignFile(t,'tabvoda9.txt');
if p>=9.5 then if p<10.5then
AssignFile(t,'tabvoda10.txt');
if p>=10.5 then if p<11.5then
AssignFile(t,'tabvoda11.txt');
if p>=11.5 then if p<12.5then
AssignFile(t,'tabvoda12.txt');
if p>=12.5 then if p<13.5then
AssignFile(t,'tabvoda13.txt');
if p>=13.5 then if p<14.5then
AssignFile(t,'tabvoda14.txt');
if p>=14.5 then if p<15.5then
AssignFile(t,'tabvoda15.txt');
Reset(t);
Readln(t,a);
Readln(t,b);
for j:=1 to a do begin
204
for i:=1 to b do begin
readln(t,n); TableArVoda[i,j]:=n;
end;
end;
CloseFile(t);
j:=jj;
Tvoda:=t_tabl; k:=1;
while k=1 do //Заполнение 2-х массивов для дальн. интерполяции
begin
for i:=1 to b do
begin
if Tvoda>TableArVoda[i-1,j]then
if Tvoda<=TableArVoda[i,j] then
begin
for m:=1 to 4 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableArVoda[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableArVoda[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
if Tvoda<TableArVoda[i-1,j]then
if Tvoda>=TableArVoda[i,j] then
begin
for m:=1 to 4 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableArVoda[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableArVoda[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
end;
end;
if NaydenoAr[j] > NaydenoAr2[j] then
koef1:=(Tvoda-NaydenoAr2[j])/(NaydenoAr[j]-NaydenoAr2[j]);
if NaydenoAr[j] < NaydenoAr2[j] then
koef1:=1-(Tvoda-NaydenoAr[j])/(NaydenoAr2[j]-NaydenoAr[j]);
for m:=1 to 4 do
begin
if NaydenoAr[m] > NaydenoAr2[m] then
RezultArVoda[m]:=NaydenoAr2[m]+(NaydenoAr[m] - NaydenoAr2[m])*koef1;
if NaydenoAr[m] < NaydenoAr2[m] then
RezultArVoda[m]:=NaydenoAr2[m]-(NaydenoAr2[m] - NaydenoAr[m])*koef1;
end;
end;
procedure Data_A_02;
var
f : TextFile;
i, j, k,m : integer;
koef, n : real;
begin
AssignFile(F,'Data_A_02.txt');
Reset(F);
205
Readln(F,a);
Readln(F,b);
for j:=1 to a do begin
for i:=1 to b do begin
readln(f,n); TableAr[i,j]:=n;
end;
end;
CloseFile(F);
k:=1;
while k=1 do //Заполнение 2-х массивов для дальн. интерполяции
begin
for i:=2 to b do
begin
if znachen>TableAr[i-1,jj]then
if znachen<=TableAr[i,jj] then
begin
for m:=1 to 12 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableAr[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableAr[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
if znachen>=TableAr[i,jj] then
if znachen<TableAr[i-1,jj]then
begin
for m:=1 to 12 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableAr[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableAr[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
end;
end;
if NaydenoAr[jj] > NaydenoAr2[jj] then
koef:=(znachen-NaydenoAr2[jj])/(NaydenoAr[jj]-NaydenoAr2[jj]);
if NaydenoAr[jj] < NaydenoAr2[jj] then
koef:=1-(znachen-NaydenoAr[jj])/(NaydenoAr2[jj]-NaydenoAr[jj]);
for m:=1 to 12 do
begin
if NaydenoAr[m] > NaydenoAr2[m] then
RezultAr[m]:=NaydenoAr2[m]+(NaydenoAr[m] - NaydenoAr2[m])*koef;
if NaydenoAr[m] < NaydenoAr2[m] then
RezultAr[m]:=NaydenoAr2[m]-(NaydenoAr2[m] - NaydenoAr[m])*koef;
end;
end;
procedure Data;
var
f : TextFile;
i, j, k,m : integer;
206
koef, n : real;
begin
AssignFile(F,'Data.txt');
Reset(F);
Readln(F,p0);
Readln(F,p_a);
Readln(F,t_a);
Readln(F,gama_as);
Readln(F,f_as);
Readln(F,z_as);
Readln(F,f_a);
Readln(F,z_a);
Readln(F,fi_a);
Readln(F,delta_tg);
Readln(F,x_a);
Readln(F,V_a);
Readln(F,beta_a);
Readln(F,gama_a);
Readln(F,W_a);
Readln(F,M_a);
Readln(F,A_k);
Readln(F,d_f);
CloseFile(F);
end;
procedure DataKzv;
var
t : TextFile;
i, j, k,m : integer;
koef, n : real;
begin
AssignFile(t,'Kzv.txt');
Reset(t);
Readln(t,a);
Readln(t,b);
for j:=1 to a do begin
for i:=1 to b do begin
readln(t,n); TableAr[i,j]:=n;
end;
end;
CloseFile(t);
k:=1;
while k=1 do //Заполнение 2-х массивов для дальн. интерполяции
begin
for i:=2 to b do
begin
if znachen>TableAr[i-1,jj]then
if znachen<=TableAr[i,jj] then
begin
for m:=1 to 3 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableAr[i,m];
207
NaydenoAr2[m]:=TableAr[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
if znachen>=TableAr[i,jj] then
if znachen<TableAr[i-1,jj]then
begin
for m:=1 to 3 do
begin
NaydenoAr[m]:=TableAr[i,m];
NaydenoAr2[m]:=TableAr[i-1,m];
end;
k:=2;
end;
end;
end;
if NaydenoAr[jj] > NaydenoAr2[jj] then
koef:=(znachen-NaydenoAr2[jj])/(NaydenoAr[jj]-NaydenoAr2[jj]);
if NaydenoAr[jj] < NaydenoAr2[jj] then
koef:=1-(znachen-NaydenoAr[jj])/(NaydenoAr2[jj]-NaydenoAr[jj]);
for m:=1 to 3 do
begin
if NaydenoAr[m] > NaydenoAr2[m] then
RezultAr[m]:=NaydenoAr2[m]+(NaydenoAr[m] - NaydenoAr2[m])*koef;
if NaydenoAr[m] < NaydenoAr2[m] then
RezultAr[m]:=NaydenoAr2[m]-(NaydenoAr2[m] - NaydenoAr[m])*koef;
end;
end;
end.
208
Приложение Б
Результаты расчета термотрансформатора
Результаты расчета термотрансформатора (к рисунку 1.4)
р 02
ра
роа  20бар , t 0  720 C , M3  0,63 ,
0,3
0,161
0,4
0,213
0,6
0,321
0,8
0,4305
1,0
0,5365
1,2
0,643
1,4
0,75
1,6
0,8475
1,8
0,9535
2,0
1,052
роа  20бар , t 0  730 C , M3  0,63 ,
0,3
0,161
0,4
0,213
0,6
0,321
0,8
0,4305
1,0
0,5365
1,2
0,643
1,4
0,75
1,6
0,8475
1,8
0,9535
2,0
1,052
роа  20бар , t 0  740 C , M3  0,63 ,
0,3
0,161
0,4
0,213
0,6
0,321
0,8
0,4305
1,0
0,5365
1,2
0,643
1,4
0,75
1,6
0,8475
1,8
0,9535
2,0
1,052
U
p 4  11,26бар
0,0115
0,0221
0,0384
0,0464
0,0466
0,0487
0,0457
0,0458
0,0470
0,0469
p 4  11,26бар
0,0104
0,0210
0,0371
0,0451
0,0454
0,0473
0,0460
0,0454
0,0463
0,0463
p 4  11,26бар
0,0092
0,0197
0,0357
0,0440
0,0441
0,0460
0,0441
0,0441
0,0452
0,0455
wп / wa
0,601
0,630
0,685
0,732
0,775
0,811
0,851
0,881
0,911
0,940
0,596
0,627
0,678
0,725
0,767
0,802
0,843
0,870
0,899
0,927
0,591
0,622
0,672
0,717
0,758
0,793
0,831
0,859
0,888
0,915
209
роа  17бар , t 0  72 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар
0,3
0,161
0,0115
0,4
0,213
0,0221
0,6
0,321
0,0384
0,8
0,4305
0,0464
1,0
0,5365
0,0466
1,2
0,643
0,0487
1,4
0,75
0,0457
1,6
0,8475
0,0458
1,8
0,9535
0,0470
2,0
1,052
0,0469
0
роа  25бар , t 0  72 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар
0,3
0,161
0,0115
0,4
0,213
0,0221
0,6
0,321
0,0384
0,8
0,4305
0,0464
1,0
0,5365
0,0466
1,2
0,643
0,0487
1,4
0,75
0,0457
1,6
0,8475
0,0458
1,8
0,9535
0,0470
2,0
1,052
0,0469
0
0,601
0,630
0,685
0,732
0,775
0,811
0,851
0,881
0,911
0,940
0,601
0,630
0,685
0,732
0,775
0,811
0,851
0,881
0,911
0,940
Результаты расчета термотрансформатора (к рисунку 1.5)
р 02
роа  20бар , t 0  720 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
2,0
роа  20бар , t 0  730 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
ра
еСТК
M3  0,63 , p 4  11,26бар
0,161
0,354
0,213
0,540
0,321
0,785
0,4305
0,857
0,5365
0,793
0,643
0,769
0,75
0,698
0,8475
0,664
0,9535
0,643
1,052
0,615
M3  0,63 , p 4  11,26бар
0,161
0,295
0,213
0,383
0,321
0,535
0,4305
0,578
е
q
0,19
0,26
0,37
0,43
0,44
0,45
0,44
0,45
0,46
0,46
1,382
1,839
2,638
3,089
3,131
3,262
3,195
3,219
3,290
3,306
0,17
0,21
0,28
0,32
1,207
1,494
1,988
2,263
210
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
2,0
роа  20бар , t 0  740 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,412
1,6
1,8
2,0
0,5365
0,542
0,643
0,529
0,75
0,487
0,8475
0,468
0,9535
0,456
1,052
0,439
M3  0,63 , p 4  11,26бар
0,161
0,221
0,213
0,307
0,321
0,417
0,4305
0,449
0,5365
0,424
0,643
0,416
0,75
0,374
0,8475
0,374
0,9535
0,366
1,052
0,354
0,32
0,33
0,33
0,33
0,34
0,34
2,299
2,387
2,362
2,377
2,426
2,441
0,16
0,19
0,24
0,26
0,27
0,28
0,28
0,28
0,28
0,29
1,119
1,328
1,682
1,879
1,909
1,975
1,956
1,975
2,012
2,026
Результаты расчета термотрансформатора (к рисунку 1.6)
t 4  600 C , p 02  1 бар, M3  0,75 , p 4  8,88 бар , р0а  15бар
е
еСТК
t 0 , 0C
62
0,350
0,679
63
0,265
0,472
64
0,223
0,373
t 4  700 C , p 02  1 бар, M3  0,63 , p 4  11,26бар , р0а  20бар
72
0,435
0,793
73
0,322
0,542
74
0,269
0,424
t 4  800 C , p02  1 бар, M 3  0,85 , p 4  14,08 бар , р0а  25бар
82
0,534
0,933
83
0,381
0,613
84
0,310
0,468
t 4  900 C , p 02  1 бар, M 3  0,88 , p 4  17, 42 бар , р0а  30бар
92
0,445
0,710
93
0,332
0,484
94
0,282
0,386
q
2,975
2,233
1,878
3,131
2,300
1,909
3,357
2,365
1,917
2,530
1,864
1,576
211
р 02
Результаты расчета термотрансформатора (к рисунку 1.7)
ра
t 4  700 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
t 4  700 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
t 4  700 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
t 4  700 C ,
0,3
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
t 0  720 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар ,
0,161
0,213
0,321
0,4305
0,5365
0,643
0,75
0,8475
0,9535
0
t 0  72 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар ,
0,161
0,213
0,321
0,4305
0,5365
0,643
0,75
0,8475
0,9535
0
t 0  72 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар ,
0,161
0,213
0,321
0,4305
0,5365
0,643
0,75
0,8475
0,9535
0
t 0  72 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар ,
0,161
0,213
0,321
0,4305
0,5365
0,643
0,75
0,8475
0,9535
е
р0а  20бар , а  0,95
0,148
0,237
0,286
0,288
0,302
р0а
р0а
р0а
0,292
0,299
 20бар , а  0,96
0,144
0,201
0,300
0,356
0,360
0,376
0,366
0,368
0,377
 20бар , а  0,97
0,19
0,26
0,37
0,43
0,44
0,45
0,44
0,45
0,46
 20бар , а  0,98
0,244
0,315
0,438
0,507
0,515
0,535
0,527
0,531
0,542
212
t 4  70 C , t 0  72 C , M3  0,63 , p 4  11,26бар , р0а  20бар , а
0,3
0,161
0,4
0,213
0,6
0,321
0,8
0,4305
1,0
0,5365
1,2
0,643
1,4
0,75
1,6
0,8475
1,8
0,9535
0
0
 0,99
0,30
0,38
0,51
0,59
0,60
0,62
0,61
0,62
0,63