ЕЖЕМЕСЯЧНЫЙ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА
МЯСНОЙ И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
И КОНСТРУКТОРСКО-
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
ИНСТИТУТ
холодильной
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
МОСКВА ИЗДАТЕЛЬСТВО -ЛЕГКАЯ И ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ-
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
СОДЕРЖАНИЕ
CONTENTS
РЕШЕНИЯ XXVI СЪЕЗДА КПСС — В ЖИЗНЬ!
За экономию сырьевых, топливно-энергетических
и других материальных ресурсов
Экономия энергии и использование вторичных
энергетических ресурсов и природного тепла — важнейшая
задача холодильной техники 2
Быков А. В., Калнинь И. М., Бежанишвили Э. М.,
Цирлин Б. Л. Повышение энергетической эффективности
холодильных машин 4
Гоголин А. А. Об оптимизации работы установок
кондиционирования воздуха 9
Иванов О. П. Выбор оборудования для утилизации тепла
и холода в системах кондиционирования воздуха 12
Бондаренко Л. Ф., Бондарев И. Т., Абрамов А. С,
Мельник В. В. Утилизация вторичных энергоресурсов
в теплоиспользующих турбохолодильных машинах с
авиационными двигателями 16
Креслинь А. Я., Горжальцан Е. И., Лешинскис А. X.
Исследование систем кондиционирования воздуха с теп-
лоутилизаторами 19
Волгин Г. И., Семенов П. Г. Расчет бытового
кондиционера с тепловым насосом 22
Быков А. В., Шмуйлов Н. Г., Дранковский И. К.
Высокотемпературные абсорбционные бромистолитие-
вые агрегаты для производства холода и тепла 25
Гросман Э. Р., Шаврин В. С. Повышение эффективности
абсорбционных трансформаторов тепла 28
Розенфельд Л. М., Шмуйлов Н. Г. Выбор расчетных
режимов абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин в зависимости от параметров внешних
источников 31
Пинчук О. А., Орехов И. И., Караван С. В., Тимофеев-
ский Л. С. Исследование термодинамических свойств
многокомпонентных растворов для абсорбционных
холодильных машин 36
Шлигерский И. М., Рохлецов Л. П. Теплохладоснабжение
животноводческих помещений на базе геотермальных
вод 39
О путях применения гелиотеплонасосных систем
Гершкович В. Ф., Телегина И. П. Комплексное
использования тепла морской воды и солнечной энергии в
системе теплохладоснабжения 41
Дарчия Г. И., Ратиани Г. В., Хунцария Р. К., Унгиад-
зе Н. М. Гелиотеплонасосная система
теплохладоснабжения 43
Пономарев В. Н., Тютюнников А. И., Мосягин В. Ю.
Анализ работы гелиосистемы с теплонасосной установкой 46
ОБМЕН ОПЫТОМ
^ Головкина В. Н. Использование вторичных энергоресур-
I сов для обогрева грунта под холодильниками
мясокомбинатов 50
ИЗОБРЕТЕНИЯ 49,51,57
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
Карпис Е. Е. Производство и применение
компрессионных и абсорбционных тепловых насосов 53
Металло-водородно-гидридные тепловые* насосы и
кондиционеры 55
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
Турецкий В. М., Хараз Д. И., Яновский Г. А. Технико-
экономические показатели теплоиспользующих
абсорбционных водоаммиачных холодильных установок
большой производительности 58
Шмуйлов Н. Г., Семенихин А. С. Абсорбционные бро-
мистолитиевые холодильные агрегаты 59
Цветков- О. Б., Лаптев Ю. А. Теплопроводность
хладагента R22 в широкой области параметров состояния,
включая критическую точку 60
РЕФЕРАТЫ 62
DECISIONS OF XXVI CONGRESS OF CPSU INTO LIFE!
For Economy of Raw Material, Fuel-Energy and Other
Material Resources
Economy of Energy and Utilization of Secondary Energy
Resources and Natural Heat is a Most Important Task
for Refrigerating Engineering 2
Bykov A. V., Kalnin I. M., Bezhanishvili E. M.f Tsirlin B. L.
Increase of Energy Effectiveness of Refrigerating
Machines 4
Gogolin A. A. Optimization of Operation of Air-Conditioning
Plants 9
Ivanov O. P. Selection of Equipment for Utilizing Heat and
Cold in Air-Conditioning Systems 12
Bondarenko L. F„ Bondarev I. Т., Abramov A. S., Mel-
nik V. V. Utilization of Secondary Energy Resources in
Heat-Utilizing Turborefrigerating Machines With Aircraft
Engines 16
Kreslin A. Y., Gorzhaltsan E. I., Leshinskis A. K.
Investigation of Air-Conditioning Systems With Heat
Utilizers * 19
Volgin G. I., Semenov P. G. Calculation of Domestic Air
Conditioner With Heat Pump 22
Bykov A. V., Shmuilov N. G., Drankovsky I. K.
High-Temperature Lithium-Bromide Absorption Units for Production
of Cold and Heat 25
Grosman E. R., Shavrin V. S. Increase of Effectiveness
of Absorption Heat Transformers 28
Rosenfeld L. M., Shmuilov N. G. Selection of Design
Regimes of Absorption Lithium-Bromide Refrigerating
Machines Depending Upon Parameters of External Sources 31
Pinchuk O. A., Orekhov I. I., Karavan S. V., Timofeyevs-
ky L. S. Investigation of Thermodynamic Properties of
Multicomponent Solutions for Absorption Refrigerating
Machines 86
Shligersky I. M., Rokhletsov L. P. Heat and Cold Supply
of Stock-Rearing Farms on Base of Geothermal Water 39
On Application of Solar Heat Pump Systems
Gershkovich V. F., Telegina I. P. Complex Utilization of Sea
Water Heat and Solar Energy in Heat and Cold Supply
System , 41
Darchiya G. I., Ratiani G. V., Khuntsariya R. K., Ungiad-
ze N. M. Solar Heat Pump System Tfor Heat and
Cold Supply 43
Ponomarev V. N., Tyutyunnikov A. A., Mosyagin V. U.
Analysis of Operation of Solar System with Heat-Pump
Plant 46
PRACTICE EXCHANGE
Golovkina V. N. Utilization of Secondary Energy Resources
for Heating Soil Under Cold Stores of Meat-Packing
Plants 50
INVENTIONS 49,51,57
FOREIGN TECHNICAL NEWS
Karpis E. E. Production and Utilization of Compression
and Absorption Heat Pumps 53
Metal-Hydrogen-Hydride Heat Pumps and Air Conditioners 55
REFERENCE DATA
Turetsky V. M., Kharaz D. I., Yanovsky G. A. Technico-
Economic Indices of Heat-Utilizing Absorption Aqua-
Ammonia Refrigerating Plants of Great Capacity
Shmuilov N. G., Semenikhin A. S. Absorption Lithium-
Bromide Refrigerating Units
Tsvetkov О. В., Laptev U. A. Heat Conductivity of
Refrigerant R22 in Wide Range of Parameters of State,
Including Critical Point
SUMMARIES
62
Издательство «Легкая и пищевая промышленность», «Холодильная техника»,- 1982 г.

УДК 621.57.004.183
ПОВЫШЕНИЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТИ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Д-р техн. наук А. В. БЫКОВ,
канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ,
канд. техн. наук Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ,
канд -"ехн наук Б. Л. ЦИРЛИН
ВНИИхолодмаш
Многотысячный и постоянно растущий
парк холодильных машин
характеризуется значительной энергоемкостью.
Потребление электроэнергии только
холодильными установками
общепромышленного назначения холодопроизводи-
тельностью свыше 3,5 кВт достигло к
настоящему времени 33 млрд. кВт • ч.
Авторами проанализированы
структурные составляющие энергетических
затрат и определены основные пути
повышения энергетического совершенства
холодильного оборудования.
В табл. 1 приведены данные по
установленной мощности и
потребляемой электроэнергии соответственно для
годового выпуска и эксплуатируемого
парка холодильных машин.
Из таблицы видно, что наибольшее
потребление электроэнергии приходится
на парк холодильных машин IV базы
(свыше 30%), а потребление
электроэнергии по остальным базам
распределяется относительно равномерно (9—
13% по каждой базе).
В работах [1, 4] статьи затрат
потребителей при использовании
холодильного оборудования классифици-
Таблица 1
Холодопроизво-
дительность,
кВт
3,5—12
(I база)
16—32
(II база)
35—95
(III база)
125—250
(IV база)
400—470
(V база)
700—1 500
(VI база)
Свыше 1 500
(VII база)
Итого:
Годовое производство
Выпуск,
тыс. шт.
39,0
10,2
4,79
4,1
1,1
0,11
0,17
59,47
Установленная
мощность
тыс. кВт
95
85
96
264
172
68
153
933
удельный
вес, % .
10,2
9,1
10,3
28,3
18,4
7,3
16,4
Эксплуати-
машин, тыс. шт.
333,4
70,54
57,72
45,0
7,24
1,84
0,93
516,67
Эксплуатация
Установленная
мощность
млн. кВт
0,81
0,58
1,16
2,90
1,13
1,13
0,82
8,53
удельный
вес, %
9,5
6,8
13,5
34,0
13,3,
13,3
9,6
—
Потребляемая
электроэнергия
млрд.
кВт •¦ ч
4,3
3,3
4,28
10,23
3,92
4,0
2,97
33,0
удельный
вес, %
12,7
9,1
12,6
31,8
12,3
12,4
9,0
•
рованы по группам; показано, что
наиболее существенными являются
энергетические затраты,
складывающиеся из плат за потребляемую
электроэнергию, установленную
мощность и охлаждающую воду.
Расчеты вели согласно прейскуранту [7].
По одноставочному тарифу (включает только
плату за фактически потребляемую
электроэнергию) рассчитывали затраты на электроэнергию
при использовании холодильного оборудования с
компрессорами I и II баз (холодопроизводи-
тельностью от 3,5 до 35 кВт).
При этом стоимость 1 кВт • ч потребляемой
электроэнергий для различных потребителей
составила:
производственные сельскохозяйственные
потребители — 1,0 коп.;
предприятия торговли и общественного
питания — 2,0 коп.;
железнодорожный транспорт — 1,5 коп.
• По двухставочному тарифу (включает оплату
за 1 кВт максимально заявленной или
установленной (трансформаторной) мощности и
стоимость 1 кВт • ч потребляемой электроэнергии,
учтенной счетчиком) рассчитывали затраты на
электроэнергию при эксплуатации холодильного
оборудования с компрессорами III—VII баз [2].
При этом принимали следующую стоимость:
1 кВт максимально заявленной мощности —
43 руб. 10 коп.;
1 кВт установленной (трансформаторной)
мощности — 22 руб.;
1 кВт • ч потребляемой электроэнергии —
0,8 коп.
Одновременно стоимость 1 м3 оборотной воды
для охлаждения принималась нами равной 1,2
и проточной — 6 коп.
С 1.1.1982 г. введен новый прейскурант
№ 09—01 [8], в котором приведены новые
тарифы на потребляемую электроэнергию и
максимальную нагрузку (плата за 1 кВт
установленной мощности не приводится).
При одноставочном тарифе плата за 1 кВт • ч
потребляемой электроэнергии для предприятий
4

торговли и общественного питания, транспорта
и сельскохозяйственных потребителей
сохраняется.
При двухставочном тарифе платы за
электроэнергию в различных энергосистемах колеблются
в достаточно широких пределах:
за 1 кВт • ч потребляемой электроэнергии —
0,25—3,7 коп.;
за -1 кВт максимальной нагрузки — 30—
48 руб.
Для оценки экономической эффективности
холодильных машин на стадии их разработки или
совершенствования возникла необходимость
установить средневзвешенные тарифы. С этой целью
на основе имеющихся данных по распределению
парка холодильных машин общепромышленного
назначения по регионам (территориальным
управлениям материально-технического снабжения)
был рассчитан парк машин по энергосистемам.
Средневзвешенные тарифы рассчитывали по
формулам:
2 к пцМ?и
7" = J l •
Z 2 nijMj
ср.вз.потр
2 2 «17М,.Г21.
= J l
2 2 nijMj
где i — энергосистемы (группы энергосистем);
/ — базы холодильных машин (III, IV, V,
VI и VIII);
¦ Пц — доля, %, парка машин
общепромышленного назначения данной базы в
данной энергосистеме (группе
энергосистем);
М: — энергопотребление в год одной машиной
данной базы, кВт (определяется как
произведение средневзвешенной мощности
различных компрессоров одной базы на
их среднегодовую наработку);
Тп — тариф за 1 кВт максимальной
нагрузки за год в данной энергосистеме, руб.;
Т2i — тариф за 1 кВт • ч потребленной
электроэнергии в данной энергосистеме, коп.
В результате проведения расчетов [6]
средневзвешенный тариф составил:
за 1 кВт максимальной нагрузки за год* —
39 руб.;
за 1 кВт • ч потребляемой электроэнергии —
1,3 коп.
* При расчетах экономической эффективности
за максимальную нагрузку за год принимали
суммарную установленную мощность всех
приводных электродвигателей холодильной машины.
С 1.1.1982 г. изменились также тарифы на
воду, забираемую промышленными
предприятиями [10] . В связи с этим на основе стоимости 1 м3
воды для различных водохозяйственных систем
(бассейны различных морей и озер),
приведенной в прейскуранте [10], и обработки
методами математической статистики данных
стоимости 1 м3 оборотной воды, полученных от
14 проектных институтов и 240 промышленных
предприятий, эксплуатирующих холодильное
оборудование, был рассчитан средний тариф
(стоимость 1 м3) охлаждающей воды оборотного
водоснабжения холодильных машин
общепромышленного назначения. Он составил 1,4 коп. [9]
(стоимость 1 м3 проточной воды осталась на
прежнем уровне).
Применение новых тарифов на
электроэнергию и охлаждающую воду еще
больше повысило долю энергетических
затрат в общих затратах потребителя.
Рассчитанные по новым тарифам
общие удельные затраты 30,
энергетические Зои на ремонт и обслуживание 302,
а также на оборудование 303
приведены в табл. 2. Из таблицы видно, что
(в отличие от данных табл. 2
работы [4]) доля энергетических затрат в
общих эксплуатационных затратах
повысилась для малых холодильных
машин до 25—35%, для средних 50—55,
для крупных до 60—80%.**
В табл. 3 представлена структура
составляющих энергетических затрат для
холодильных машин разных баз. Из
табл. 3 следует, что при
использовании оборотной воды независимо от
производительности машин структура
энергетических затрат может
характеризоваться следующими соотношениями:
плата за установленную мощность 40—
45%, за потребляемую электроэнергию
32—37%, за охлаждающую воду 20—
26%.
** Здесь и далее по тексту, а также в табл. 2
и 3 расчеты проведены для условий: температура
рассола на выходе из испарителя ^ = — 10° С и
температура воды на входе в конденсатор
'„,/ = 25° С.
Таблица 2
Затраты
потребителя
Общие, руб./тыс. кВт • ч
Энергетические, %
На ремонт и обслуживание, %
На оборудование, %
Холодоироизводительность холодильных машин, кВт
малых
3,5—12
(I база)
65—70
20—25
25—30
50—55
16—32
(II база)
55—60
30—35
20—25
45 — 50 .
средних
35—95
(III база)
40—45
50—55
20—25
25 — 30
крупных
поршневых
125 — 250
(IV база)
20—23
60-^65
15—20
15-20
винтовых
400 — 470
(V база)
18—20
65—70
10—12
20 — 25
центробежных
> 1500
(VII база)
25—30
75—80
8—10
12 — 15
'К

Таблица 3
Марка машины
АК-ФВ4М
ХМ 1-9
МКТ14-2-0
1ХМ-ФУ40/1РЭ
ТХМВ-2000
2МКТ40-2-1
МКТ220-2-0
ХМ-22ФУУ400
МКТ350-2-1
ХМ-АУУ90/1
МКТ110-7-2
МКТ220-7-2
А110
¦ Хладагент
R12
i
R22
Аммиак
Применяемая
для
охлаждения вода
Оборотная
Проточная
Оборотная
Проточная
Оборотная
Проточная
Оборотная
Оборотная
Оборотная
Структура энергетических затрат, %
Плата за
установленную
мощность
42
40
44
43
42
45
43
42
41
Плата за
потребляемую
электроэнергию
70
33
72
35
75
38
36
35
33
32
32
34
37
36
35
Плата за
охлаждающую
воду
30
67
28
65
25
62
22
25
23
25
26
21
20
22
24
Отношение
мощности к
потребляемой,
%
111
129
111
136
123
121
134
115
105
117
При применении проточной воды, что
еще имеет место в малых
холодильных машинах на отдельных
предприятиях в системе торговли и
общественного питания, эти соотношения
существенно меняются: плата за
электроэнергию составляет в среднем 35% и
за охлаждающую воду ~65%.
Из табл. 3 также видно, что
отношение установленной мощности к
потребляемой для отдельных машин
достигает 130% и более. Это приводит
к дополнительным неоправданным за^
тратам.
Объясняется это тем, что для
компрессоров, не имеющих устройств
разгруженного пуска или плавного
регулирования холодопроизводительности,
разработчики в ряде случаев для
обеспечения пуска машин в процессе
эксплуатации подбирают электродвигатели
повышенной мощности.
Стоимость производства единицы
(например, 1000 кВт • ч) холода
зависит от режима работы холодильной
машины. При этом определяющими
являются энергетические затраты.
На рисунке показано изменение
общих удельных затрат 30 на
производство .1000 кВт • ч холода и доли
энергетических затрат 301 в общих
удельных затратах в зависимости от
температуры кипения.
6
30, puff/тыс. кВт-ч
70 ——
60
50
30
20
10
и
>
N
с
ч
*Х
-4^..
Jf-
X
N
0\
эскЛП
-20
-15
-10
а
~5 О tgy°C
з0/з0,%
60
50
50
20
10
С
>
г"
:-"*
.--•*" >
V"'
^—--
с
.--•"
-Л
-20
-15 -10
б
0 fa °С
Зависимости общих удельных затрат 30 (а) и
доли энергетических затрат 301 в общих затратах
(б) от температуры кипения:
- малые машины на R12;
- малые и средние
машины на R22; — • крупные машины на R22 и R707
(расчеты проведены при температуре конденсации 30°С)
Как видно из рис. а, с ростом
температуры кипения tQ значение 30 круто
падает для малых машин.

Это объясняется тем, что в связи
с более высокой удельной стоимостью
этих машин при понижении
температуры кипения влияние затрат на
оборудование сказывается в большей
степени, чем для крупных машин.
Для крупных машин (см. рис. б)
доля энергетических затрат
наибольшая (лежит в пределах 65—75%), и
изменение отношения затрат 301/30
наиболее пологое). Это определяет также
более пологий характер зависимости 30
от /0 на рис. а для крупных
холодильных машин.
В ряде случаев определенные
резервы по сокращению энергетической
группы затрат заложены в переходе от
водяного к воздушному охлаждению.
Расчеты показывают, что при этом
удельные энергетические затраты могут
снизиться при использовании оборотной
воды на 4—6 и проточной воды на
15—20%.
Учитывая большую весомость
энергетических затрат в стоимости единицы
вырабатываемого холода, в подотрасли
холодильного машиностроения ведется
систематическая работа по
совершенствованию энергетических показателей
вновь создаваемого и серийно
выпускаемого оборудования. (Пример
расчета стоимости выработки холода
приведен в работе [3]).
Так, за годы десятой пятилетки
внедрено автоматическое регулирование хо-
лодопроизводительности на
компрессорах IV базы, что, наряду со
снижением трудозатрат на обслуживание,
сократило энергопотребление и снизило
затраты А30/301 на 0,5% (Д30 —
разность удельных затрат по новому и
базовому оборудованию; 301 — удельные
затраты по базовому оборудованию).
Суммарное сокращение потребления
электроэнергии в 1981 г. при
эксплуатации компрессоров IV базы,
винтовых (золотниковый регулятор),
центробежных (поворотные лопаточные
аппараты) с автоматическим
регулированием холодопроизводительности
составило около 18,5 млн. кВт • ч.
Благодаря замене поршневых
компрессоров винтовыми в бустерном
режиме холодильный коэффициент
повысился с 1,82 до 1,98, величина A30/30i
уменьшилась на 6,6%,* а потребление
электроэнергии на 46,6 млн. кВт • ч.
За годы десятой пятилетки все это
дало общую экономию свыше 10 млн. руб.
Новая холодильная турбомашина
ТХМВ-4000, по сравнению со старой
ХТМФ-248-4000, характеризуется
меньшей потребляемой мощностью на
180 кВт и расходом воды на 300 м3/ч.
Эксплуатация этих машин
обеспечивает снижение потребления
электроэнергии в год на 30,4 млн. кВт • ч
(снижение затрат на 3%) и расхода воды
на 46,8 млн. м3 (снижение затрат
на 5%). Общая экономия за годы
одиннадцатой пятилетки составит более
17 млн. руб.
Не менее ощутимые результаты по
экономии дает совершенствование и
модернизация серийно выпускаемого
холодильного оборудования.
В 1979—1980 гг. на компрессорах
II базы, а в 1981 г. на
компрессорах IV базы были внедрены
соответственно модернизированные и
демпфированные клапаны. В результате в
1981 г. в первом случае затраты
снизились на 0,5% и потребляемая
электроэнергия на 38,4 млн. кВт • ч, во
втором случае соответственно на 0,43%
и 18,0 млн. кВт • ч.
Общая годовая экономия составила
около 2,4 млн. руб. (без учета
экономии, полученной от существенного
повышения надежности работы
компрессоров).
Внедрение в 1982 г. неметаллических
поршневых колец из фторопластовой
композиции в компрессорах IV базы
позволит уменьшить потери на трение
из расчета 0,2 кВт на цилиндр
(благодаря низкому коэффициенту трения
материала и оптимизации удельного
давления на стенку цилиндра) и даст
экономию потребления электроэнергии
около 12,0 млн. кВт • ч.
В 1983—1984 гг. предполагается
внедрить неметаллические поршневые
кольца в компрессорах II и III баз.
В результате замены приводного,
электродвигателя в агрегатах типа
А220 снижена установленная
мощность на 1,6%, что даст в 1982 г.
экономию 1,56 млн. руб.
Большие возможности повышения
энергетической эффективности связаны
с совершенствованием холодильных
циклов, применением более
совершенных рабочих веществ. Значительная
экономия электроэнергии (около
85 млн. кВт • ч) достигнута в десятой
пятилетке благодаря использованию в
ряде машин хладагента R22 взамен
хладагента R12.
Заводы подотрасли начинают
осваивать в серийном производстве новые
компрессоры II и III баз. Холодиль-
7

ный коэффициент еэ новых бессальни-
ковых компрессоров типа ПБ
производительностью до 35 кВт в среднем
на 15% выше, чем у выпускаемых
серийно компрессоров типа БС
вследствие улучшения > конструкции
клапанов, снижения теплообмена между
сторонами нагнетания и всасывания,
повышения КПД встроенных
электродвигателей. При этом энергетические
затраты сокращаются на 4,3%.
Экономия электроэнергии по планируемому
выпуску компрессоров II и III баз
за* годы одиннадцатой пятилетки
соответственно составит ~264 и ~ 117,6 млн.
кВт • ч.
В текущей пятилетке еще большее
внимание будет уделено
совершенствованию и модернизации серийно
выпускаемых изделий. Так, осуществляемое
в 1982 г. снижение установленной
мощности холодильных машин
ХМ-АВ22 и ХМ-АУ45 и расхода
охлаждающей воды для фреоновых машин
типа МКТ с компрессорами IV базы
обеспечит общую экономию за
оставшиеся годы пятилетки 4,42 и 2,58 млн.
руб. соответственно.
Весьма существенная экономия
электроэнергии достигается при
использовании абсорбционных машин,
работающих на тепле низкого потенциала.
Важнейшее значение имеет
использование вторичных энергоресурсов
промышленных предприятий химической,
нефтяной и пищевой отраслей
промышленности.
В результате выпуска в
одиннадцатой пятилетке усовершенствованного,
модернизированного и нового
холодильного оборудования экономия по
энергетической группе затрат составит
около 75 млн. руб., в том числе:
50 млн. руб. от сокращения
потребляемой электроэнергии на 1,15 млрд.
кВт • ч; 12,2 млн. руб. от снижения
установленной мощности на 94 тыс. кВт
и 13,6 млн. руб. от сокращения
расхода охлаждающей воды на 290 млн. м3.
(Влияние эффективности теплообмен-
ных аппаратов и выбранного для них
температурного напора не учтено, и
вопросы эти в настоящей статье не
рассмотрены.)
Пути снижения расхода
электроэнергии при эксплуатации промышленных
холодильников, в том числе за счет
нормирования расхода, приведены в
работе [5].
Список использованной литературы
1. Быков А. В., Кал н инь И. М., Бежа-
нишвили Э. М. Экономическая
эффективность — результирующий показатель
качества холодильных машин.— Химическое и
нефтяное машиностроение, 1982, № 2, с. 26—30.
2. Инструкция по определению
экономической эффективности и цен на новые
холодильные машины и агрегаты. М., ВНИИхо-
лодмаш, 1980, с. 128.
3. К а к рассчитать экономическую
эффективность новой холодильной машины / Э. М. Бе-
жанишвили, И. Г. Хазанов, И. П.
Казанская и др.— Холодильная техника, 1981,
№ 10, с. 52—57.
4. Калнинь И. М., Бежанишвили Э. М.
Оценка экономичности холодильного
оборудования.— Холодильная техника, 1981, № 9,
с. 21—27.
5. К р е й м е р Н. Г. Пути снижения расхода
электроэнергии при эксплуатации
холодильников.— Холодильная техника, 1981, № 7,
с. 37—40.
6. Определение тарифов на электрическую
энергию, отпускаемую энергосистемами и
электростанциями Министерства энергетики и
электрификации СССР для холодильных
машин общепромышленного назначения. М.,
ВНИИхолодмаш, 1981, с. 7.
7. Прейскурант № 09—01 «Тарифы на
электрическую и тепловую энергию,
отпускаемую энергосистемами и электростанциями
Министерства энергетики и электрификации
СССР». М., Прейскурантиздат, 1966, с. 45.
8. Прейскурант № 09—01 «Тарифы на
электрическую и тепловую энергию,
отпускаемую энергосистемами и электростанциями
Министерства энергетики и электрификации
СССР». М., Прейскурантиздат, 1980, с. 47.
9. Расчет тарифов (стоимости 1 м3)
охлаждающей воды оборотного водоснабжения для
холодильных машин общепромышленного
назначения. М., ВНИИхолодмаш, 1981, с. 18.
10. Тарифы на воду, забираемую
промышленными предприятиями из водохозяйственных
систем. М., Прейскурантиздат, 1981, с. 4.

УДК 628.84.001.375
ОБ ОПТИМИЗАЦИИ РАБОТЫ
УСТАНОВОК
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Д-р техн. наук, проф. А. А. ГОГОЛИН
ВНИКТИхолодпром
Задачей оптимизации установок
кондиционирования воздуха (УКВ) является
прежде всего максимально возможное
снижение энергетических затрат на их
работу, к которым относятся расходы
электроэнергии и воды на
холодильную установку, пропорциональные хо-
лодопроизводительности кондиционера
в теплое время года, а также расход
тепла на обогревание помещения и
вентиляционного воздуха в холодное
время.
Снижение энергетических затрат не
должно приводить к ухудшению
состояния воздуха. Его параметры в
помещении необходимо поддерживать на
уровне, оптимальном для
соответствующего технологического процесса или
для самочувствия человека.
Энергоресурсы можно экономить
путем рационального проектирования
объекта кондиционирования воздуха:
усиления теплоизоляции ограждений,
сокращения площади оконных
проемов, вынесения источников тепла в не-
кондиционируемые помещения, отвода
тепла от них через местные отсосы
воздуха, сокращения кратности
циркуляции воздуха до пределов, при
которых не нарушается равномерность его
распределения в помещении.
Большое значение для снижения
энергозатрат имеет также
использование для отвода тепла из помещения
холодного наружнэго воздуха в
переходное время года вместо холодильной
машины.
Этот вопрос был проанализирован
А. А. Рымкевиче^ [1], построившим
расчетную схему УКВ с постоянной
тепловлажностной нагрузкой
помещения, изменяющейся в нем
относительной влажностью воздуха, что ближе к
комфортным УКВ, и характеристикой
наружного климата в виде
ограниченной площади в i,d-диаграмме.
Некоторым неудобством пзи пользовании
расчетными схемами, предложенными в
работе [1], которое отмечается и их
автором, является трудность
графического изображения на них границ
отдельных режимов при изменении
тепловлажностной нагрузки помещения.
Помещения с постоянной в течение
года тепловлажностной нагрузкой
встречаются редко. В большинстве
случаев в них наблюдаются теплоиз-
бытки летом и дефицит тепла зимой.
Даже в тех случаях, когда в
помещении весь год имеются теплоизбыт-
ки, летом они обычно значительно
больше, чем зимой.
Поэтому возникла необходимость в
создании методики расчета режимов
работы УКВ при переменной
тепловлажностной нагрузке в течение года.
Такая методика неизбежно связана с
принятием некоторых допущений и
упрощений.
Так, например, оптимальные
параметры воздуха в помещении
условимся характеризовать не линией, а
точкой в W-диаграмме, что ближе к
условиям технологического
кондиционирования воздуха, а наружный климат —
линией, связывающей средние месячные
параметры воздуха за год для данной
местности.
Это последнее допущение наиболее
удобно для анализа
продолжительности отдельных режимов работы УКВ,
так как сразу связывает параметры
наружного воздуха с календарным
временем. Кроме того, оно позволяет
использовать большой материал о
среднемесячных параметрах воздуха,
имеющийся в СНиП для многих сотен
населенных пунктов СССР [2]. Зная
эти параметры, можно быстро нанести
на /^-диаграмму линию климата для
любого пункта [рис. 1], в то время
как построение области климата
весьма трудоемко и практически не
может быть выполнено для многих
сотен населенных пунктов. Обычно
линия климата является двойной, так как
при одной и той же энтальпии
наружный воздух для большинства
населенных пунктов в первом полугодии
имеет меньшую относительную и
абсолютную влажность, чем во втором.
Автором проанализирована обычная
модель кондиционера, выпускаемого
промышленностью,— с нагреванием
воздуха в калориферах, увлажнением
в форсуночной камере, охлаждением и
осушением в той же камере или в
поверхностном воздухоохладителе.
Расчетная схема процесса
изображена в /^-диаграмме на рис. 2. На ней
показаны: процессы ВП — изменения
состояния воздуха в помещении летом
и зимой; линии В31Ш — Влет и Язим —
9

1,кДж/кг
О 5 10 а, г/кг
Рис. 1. Линии климата в /, ^-диаграмме:
I—XII — месяцы
#лет, характеризующие изменение за год
состояния воздуха, подаваемого в
помещение, и наружного климата.
На этом рисунке нанесены также
некоторые режимы работы УКВ, однако
их анализ удобнее проводить в
координатах: расход тепла (холода) Q —
энтальпия наружного воздуха /н
(рис. 3). На последней диаграмме
нанесена примерная зависимость расхода
тепла Qn, поступающего в
помещение или теряемого им
(тепловыделения людей, оборудования, освещения,
теплообмен с окружающей средой
через ограждения), от /н.
При /н > /п потребная холодопроиз-
водительность равна:
Qo-Qn+G-ftr-'o). О)
где GH — массовый расход наружного воздуха,
подаваемого в помещение.
Величина GH обычно меньше
расхода циркулирующего воздуха Gtt>
подаваемого в помещение, так что
относительный расход наружного воздуха
2 = GH/G1<1.
Сократить требуемую холодопроизво-
дительность, кроме описанных выше
мер по рационализации теплового
баланса, связанных со снижением
значения Qn> можно также, уменьшая ве-
Рис. 2. Изображение в i, d-диаграмме схемы
процесса и режимов работы УКВ:
П — состояние воздуха в помещении, #лет, Нзцм — предельные
состояния наружного воздуха летом и зимой; Влет, ?зим —
расчетные состояния воздуха, подаваемого в помещение
летом и зимой Qn — тепловыделения (дефицит тепла) в
помещении; Т — режим отопления; X — режим охлаждения
холодильной машиной; iH, in, iB — энтальпии воздуха наружного,
в помещении и входящего; /н зим , /н лет — энтальпии
наружного воздуха зимой и летом; процессы во втором
полугодии
личину GH. Однако минимальное
значение этой величины определяется
санитарными нормами и поэтому ее
уменьшать ниже этого значения (GHmin)
нельзя.
При понижении энтальпии
наружного воздуха до энтальпии воздуха в
помещении и несколько ниже (/„<*„) в
последнем обычно остаются избытки
тепла, которые в таком случае могут
быть частично отведены наружным
воздухом, что позволит сократить
потребную холодопроизводительность
(см. режим Х + НВ на рис. 3). В этом
режиме:
z=l и GH = GHmax = Gll;
<Э0 = <Зп-Сц(<П-<'нЬ B)
В режиме Х + НВ с GHmax
установка будет работать до тех пор, пока
холодопроизводительность не станет
равной нулю, тогда Qn = Glx(in—/н), и
тепло из помещения будет отводиться
только наружным воздухом (режим
НВ):
Q0 = 0 при /н=/п-~п =/в, C)
Ц
где /в — энтальпия воздуха, подаваемого в
помещение.
ю

'«. зим 1н.лет
Рис. 3. Изображение в Q, /„-координатах режимов
работы холодильной установки:
Q0— холодопроизводителъность кондиционера; QT — расход
тепла на отопление помещения; Qn — тепловыделения
(дефицит тепла) в помещении; GHmax = Gu— максимальный
расход наружного воздуха, равный расходу циркулирующего
(подаваемого в помещение) воздуха; GH min — минимальный
по санитарным требованиям расход наружного воздуха;
Сн var — переменный расход наружного воздуха (от GH min
до Сц); НВ — режим с отводом тепла наружным воздухом;
Х + НВ — режим с отводом тепла наружным воздухом и
холодильной машиной; Т + НВ — режим с отводом тепла
наружным воздухом и с компенсацией чрезмерного охлаждения
воздуха его нагреванием; Г — режим отопления; X — режим
охлаждения холодильной машиной; наклонная линия
соответствует 0Ц(«П—/н)
Значение /н, при котором Q0=0,
можно определить по абсциссе точки
пересечения линии Qn=f(iH) с прямой
Glx(in—/н), проходящей через точку
lH=ia на абсциссе (см. рис.3).
Для режима НВ справедливо
уравнение
Qn-G„var (/„*-*„). D)
В этом режиме при /п = const расход
GH var изменяется в соответствии с
изменением величин Qn и iH в пределах
от CHmax=Gu до GHmin. Значение
GHmin следует. поддерживать
постоянным в течение всего холодного периода.
В режиме Т+НВ нельзя сокращать
произведение GHmin(/n—/н) в
соответствии с уменьшением. Qn, поэтому
необходимо увеличивать количество
поступающего тепла согласно уравнению:
QT = CHmin(/n-/H)-Qn. E)
Когда величина Qn станет
отрицательной (режим Г), то
Ст = снт!П(;п-;н) + дп. F)
Приведенная на рис. 2 и 3 схема
УКВ самая экономичная, так как
позволяет в наибольшей степени снизить
расходы холода и тепла, хотя и
усложняет систему автоматизации УКВ.
Отказ от режимов Х+НВ и НВ в
общем случае приведет к повышению
расходов холода и тепла, что крайне
нежелательно.
Однако необходимо учитывать, что
продолжительность использования
промежуточных режимов, когда вводится
наружный воздух для отвода
внутреннего тепла, зависит от количества
внутренних тепловыделений. При
больших величинах Qn, остающихся
положительными даже при самых низких
*н, значимость этих режимов очень
велика (линия / на рис. 4). При
отсутствии внутренних тепловыделений,
когда Qn почти целиком определяется
теплопритоками через наружные
ограждения, точки Qn = 0 и /п практически
совпадают и нет необходимости в
промежуточных режимах (линия 2 на
рис. 4). В этом случае УКВ должна
круглогодично работать при
минимальном количестве наружного воздуха
н min *
От интенсивности тепловыделений в
помещении зависит также
эффективность применения еще одного метода
экономии энергоресурсов — подогрева
(соответственно подохлаждения)
приточного наружного воздуха воздухом,
удаляемым из помещения вытяжной
вентиляцией. В режимах X и,
особенно, Т этот метод может дать эффект,
но очевидно, что в режимах Х+НВ и
НВ его применять нецелесообразно, так
как это уменьшит возможность отвода
внутреннего тепла наружным воздухом
и увеличит расход электроэнергии
холодильной машиной.
Очевидно также, что этот метод
следует применять в УКВ с малыми
внутренними тепловыделениями,
приближающимися по характеру
протекания к линии 2 на рис. 4. В
установках с большими тепловыделениями
(линия / на рис. 4) его
использование менее целесообразно и должно
быть обосновано
технико-экономическим расчетом.
Рис. 4. Влияние тепловой нагрузки помещения
на режимы работы УКВ:
/ — большие внутренние тепловыделения в помещении; 2 —
внутренние тепловыделения в помещении практически отсутст
вуют (см. обозначения на рис 1 и 2)
11

Из сказанного выше очевидно, что
вопрос о применении промежуточных
режимов следует решать на основе
анализа графика Qn=/GH) путем техно-
экономического расчета. Для этого
необходимо знать продолжительность
того или иного режима и суммарное
количество тепла и холода в кВт • ч или
кДж, затрачиваемое за год на
работу УКВ. Поэтому надо получить
график изменения средней величины /н по
месяцам года для данной местности [2].
Зная зависимость Qth Q0 от /н (см.
рис. 3), легко перестроить ее в виде
функции от времени года (рис. 5).
Определив для данного конкретного
случая разницу приведенных годовых
расходов для различных вариантов
УКВ, можно вычислить экономию
тепла и холода при использовании
промежуточных режимов.
т+нв х+нв х+нв т+нв
\нв/ х \ ml т
I Л Ш B Y Ж Ш Ш Ж Т* Л Ж
Месяцы
Рис. 5. Изменение режимов работы УКВ по
месяцам года
Список использованной литературы
1. Рымкевич А. А. Математическая модель
системы кондиционирования воздуха.—
Холодильная техника, 1981, № 2, с. 28—32.
2. Строительная климатология и
геофизика. СНиП НА—6—72. М., Стройиздат, 1973.
УДК 628.84-68:621.565.93/.94
ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ
УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛА И ХОЛОДА
В СИСТЕМАХ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
Д-р техн. наук, проф. О. П. ИВАНОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
В последнее время значительное
внимание уделяется экономии энергии и,
в частности, утилизации тепла и
холода в системах кондиционирования
воздуха (СКВ) [4]. СКВ (рис. 1)
следует доукомплектовывать блоками
утилизации в случае, когда для данного
конкретного схемного решения уже
использованы все прочие резервы
экономии энергии.
ВРТ
ОРТ
-о
-<
г%-
У1
<NI—
14 ^
1>> »
1
Н1
1
Н2
9
2
iH
У2
ш 1
* 1
3
Рис. 1. Схема СКВ^» доукомплектованной блоком
утилизации:
/ — дополнительный подогреватель; 2 — блок
утилизации; 3 — кондиционер; 4 — вентилятор; 5 — объект,
обслуживаемый СКВ; У, VI, У2 — удаляемый воздух на
выходе из объекта, вентилятора и блока утилизации; НО,
HI, H2 — наружный воздух на входе в дополнительный
подогреватель, блок утилизации и кондиционер; Г1, Г2 —
греющий поток на входе и выходе дополнительного
подогревателя
Широко известны следующие
решения блоков утилизации тепла (холода),
влаги (рис. 2):
/
ПА
4-
4
и
АН К
-А-
>
701
-
тог
\
рв
Рис. 2. Возможные решения блоков утилизации
для СКВ:
а — с вращающимся регенеративным теплообменником
(ВРТ), б — со стационарным рекуперативным
теплообменником (СРТ); в — с поверхностными аппаратами (ПА); г —
с оросительными аппаратами непосредственного контакта
(АПК)', д — с термосифонами или тепловыми трубами (Т);
е — с тепловым насосом; Н — насос; К — компрессор;
РВ — регулирующий вентиль; Т01, Т02 — теплообменники

а — с вращающимся
регенеративным теплообменником, часть насадки
которого находится в потоке
удаляемого воздуха. Последний через нее
обменивается теплом с наружным
воздухом. Если поверхность насадки
гигроскопична, то в блоке может
утилизироваться и влага. К недостаткам
таких блоков следует отнести
возможность перетекания воздушных потоков
при вращении ротора,
обусловливающего неизбежность переноса запахов,
бактерий, пыли и т. п., а также
наличие вращающихся частей;
б — со стационарным
рекуперативным теплообменником, в котором
потоки наружного и удаляемого воздуха
проходят по смежным каналам, и
теплообмен между ними осуществляется
через твердую непроницаемую стенку;
в — с двумя поверхностными
аппаратами, где теплообмен между
наружным и удаляемым воздухом
происходит с помощью циркулирующего
промежуточного жидкого теплоносителя;
г — с оросительными аппаратами
непосредственного контакта, в которых,
помимо теплообмена, возможно
осуществить процессы массообмена.
Передача тепла и массы осуществляется за
счет взаимной рециркуляции рабочего
раствора;
д — с устройствами, в которых
теплообмен между потоками воздуха
осуществляется посредством
промежуточного теплоносителя,
претерпевающего фазовые превращения.
Разновидностями устройств, применяемых в этой
схеме, являются термосифоны и
тепловые трубы;
е — с тепловым насосом. В нем
пары хладагента, образовавшиеся «в
теплообменнике Т02, сжимаются
компрессором и поступают в
теплообменник Т01. В последнем тепло
конденсации поглощается наружным
воздухом, а жидкий хладагент
дросселируется и направляется в
теплообменник Т02, где, испаряясь, забирает
тепло от удаляемого воздуха. При
выключенном компрессоре блок работает по
схеме д.
При реализации блоков,
работающих по схемам а, б и ду
необходимо близкое расположение притока и
вытяжки, а по схемам г и в
допускаются размещение их на значительном
расстоянии или централизация
притока и децентрализация вытяжки и на-
оборрт\ В этом плане блок по
схеме д имеет некоторые ограничении,
обусловленные депрессией хладагента в
соединительных трубопроводах,
определенной ориентацией в пространстве
теплообменников термосифона и др.
На следующем этапе ту или иную
схему выбирают в зависимости от
назначения СКВ и соответствующих
требований надежности. Отсутствие
нагнетателей и двигателей в блоках,
работающих по схемам б и д> является
их преимуществом. Однако при этом к
оборудованию блока д предъявляют
повышенные требования по плотности и
прочности.
Специфика схем а и г
обусловливает возможность самоочистки
наружного и удаляемого воздуха и
возможность утилизации не только тепла
(холода), но и влаги.
Все перечисленные особенности
рассмотренных схем являются
предварительными мотивами для объективного
их выбора в зависимости от
функционального назначения СКВ и ее
специфики в комплексе с обслуживаемыми
объектами.
По функциональному назначению и
степени термодинамического
совершенства лучшими следует считать
варианты а и б, так как в них не
используется промежуточный
теплоноситель, наличие которого в любом
случае приводит к увеличению
термодинамической необратимости блока. Так,
общее термическое сопротивление
теплопередаче от удаляемого потока
воздуха к наружному можно представить
как сумму термических сопротивлений
на стороне удаляемого /?у и
наружного RH потоков: RT = Ry + RH. Для
общего случая в развернутом виде это
равенство может быть записано в виде:
RT = R» + RcyT + RnyT + RT + RnHT + RcHT + Rl, A)
где в, ст, пт, т — надстрочные индексы,
обозначающие соответственно воздух, твердую
стенку с учетом загрязнений, промежуточный
теплоноситель, депрессии на транспортных участках
соединительных трубопроводов и нагнетателей.
Как видно из выражения A), при
отсутствии промежуточного
теплоносителя, теплопередающей стенки и
транспортных участков все слагаемые, за
исключением первого и последнего, не
рассматриваются. Этот случай
соответствует схемам а и б. Используя другие
схемы, можно достигнуть результата,
приближенного к этому, максимально
интенсифицируя теплообмен или разви-
13

вая поверхность со стороны
промежуточного теплоносителя и сокращая
потери на транспортных участках. *•
Термодинамическую эффективность
блока утилизации можно оценить с
помощью эксергетического КПД,
рассчитываемого по формуле [7]:
п = А^отв Ен2—Ен1 (о\
Це Д^подв Eyl-Ey2 + NH + NK + ZANf>{ }
где Д?отв, Д^подв— количество эксергий,
отводимое от системы и подводимое
к ней соответственно;
Еу, Е}Г- эксергия потоков влажного
воздуха, удаляемого из
объектами наружного;
Nw NK — мощность насоса и
компрессора;
&Nf — добавочная мощность
вентилятора, затрачиваемая на
продувание каналов
теплообменников, входящих в состав
блока.
Разность эксергий потоков в
процессах их взаимодействия между собой
и внешними источниками Д?
рассчитывают согласно [6, 7] по формуле:
Д? = G»(M-THOAS),
где 6В — массовый расход удаляемого либо
наружного потоков воздуха;
Д/ — разность энтальпий удаляемого либо
наружного потоков воздуха в
процессах его обработки;
Тно — температура наружного воздуха.
Значения энтальпии / и энтропии S
потоков могут быть найдены с учетом
содержания во влажном воздухе
водяного пара, воды и льда. Это, в
частности, очень важно для регенераторов,
в которых возможно выпадение
конденсата и инея, а также переход
последних в различные фазовые
состояния.
Должны выполняться также
следующие балансовые соотношения
(потерями в окружающую среду пренебрега-
ем) [3]:
Q=G»(/yl-/y2) = G»(/Hl-/H2) =
= Gm.(ir—'T) =' (Гу~Гн)| F; C)
M = Gy(dyl-dy2)=GS(rfH2-d„,) =
ic;-gii)i F D,
где Q — тепловой поток;
М — массовый поток влаги;
G* G*, Спт — соответственно массовые
расходы потоков и
теплоносителя;
\(Ту-Ти)\;
| (q"—q„) I — абсолютные значения средних
разностей температур и
парциальных плотностей пара
потоков воздуха;
14
F — расчетная площадь
поверхности, через которую
осуществляется теплопередача;
RM — коэффициент 'сопротивления
массопередаче.
Как видно из уравнений B) — D),
значение т)едля заданной конструкции
теплообменных аппаратов блока
зависит от изменения величин Гн0, Гн1,
Gy,G^GnT, которые в период
эксплуатации СКВ существенно меняются.
Для примера рассмотрим работу
блока по схеме б в режиме явного
теплообмена. Для него:
л* =
. G^[(TH2-Ttil)\n(TH2/THl)]
G°cy[(Tyl-Ty2)-THO\n(Tyl/Ty2)] +ДЛ/в + ДЛ/в .
Q = G°cy(Tyl-Ty2) =С»нсн(Тн2-Тн1) =
Т —Т
где с — удельная теплоемкость воздуха.
Согласно работе [4], имеем график
Qr=f(TH0) зависимости потребления
тепла от температуры наружного
воздуха (рис. 3). Заштрихованная
площадь показывает область, в которой,
по условиям опасности замерзания
аппаратов либо нехватки потенциала
удаляемого потока [4], необходимо
включать дополнительный подогреватель /
(см. рис. 1). С помощью этого графика
легко найти расчетную нагрузку Q?
требуемое значение Гн1,
соответствующие значению Т н0 при известных или
заданных значениях G*,Gy*
Используя балансовые соотношения
и уравнения теплопередачи, можно
рассчитать температуру Гу2, коэффициент
цеу затем построить гистограмму
(рис. 4), где показать, как изменяется
значение ч\е для данного блока в
зависимости от изменения Гн0и Qtb течение
года, и найти среднесезонное значение
где х1 — время стояния /н0, Гн0 в течение года.
Рис. 3. Зависимость потребления тепла в СКВ
QT от температуры наружного воздуха Гно

т",гп-
ы
—ъ<-
Рис. 4. Гистограмма
Этот коэффициент характеризует
эффективность использования схемы
блока утилизации данной геометрии за год
эксплуатации. Совместно с
аналогичными величинами для других блоков
эта величина может быть использована
для анализа работы СКВ в целом.
Подобный подход выбрали авторы
работы [1], но они применили понятие
о термодинамической необратимости.
Если говорить о разработке
типоразмера блоков утилизации для
доукомплектования типовых кондиционеров, то
в этом случае, как правило, известны
производительности по воздуху,
допустимые аэродинамические
сопротивления Др и фронтальные сечения
каналов хотя бы по одному из потоков.
Размеры и формы оребрения теплооб-
менных аппаратов должны быть
найдены в соответствии с интенсивностью
теплообмена на стороне каждого из
потоков (например, по [2]).
При этом можно решить одну из
следующих задач оптимизации теплооб-
менных аппаратов [5]:
определить оптимальную компоновку
каналов (по фронту и глубине) и
скорость набегающих потоков для данного
типа развитой (оребренной)
поверхности;.
найти оптимальные параметры
оребрения для заданной интенсивности
теплоотдачи со стороны всех
теплоносителей.
Выполнив эти задачи для различных
схем, показанных на рис. 1, для
выбранных конструкций теплообменных
аппаратов, входящих в состав того или
иного блока (см. рис. 2), можно
получить зависимости-металлоемкости М =
==/i(Tle)> занимаемого блоком объема
V = f2(r\e) и приведенных затрат Я =
= !з(х\е) от требуемой эффективности
блока в соответствии с работой [4].
Конкретизация подобного
комплексного подхода должна выразиться в
наборе программ, необходимых для
вариантного проектирования и
конструирования СКВ.
Анализ формул A—4) показал, что
с точки зрения энергетической
эффективности предпочтение следует отдать
схемам а и б. Так, при условии
равенства слагаемых в формуле A) общее
термическое сопротивление схем в, г, д
будет вдвое больше значения /?т для
схем а и б.
Схема д становится рентабельной при
значительных разностях между
температурами холодного и горячего потоков
воздуха при условии обеспечения
развитого кипения и достаточно высокой
скорости конденсации промежуточного
теплоносителя.
Схема в наиболее простая и
целесообразная при необходимости
разнесения притока и вытяжки на
значительные расстояния. Однако при этом
эффективность ее существенно снижается
из-за слагаемого N н в формуле B),
значение которого может оказаться
значительным при больших расстояниях.
Для конкурирующих вариантов
обоснование следует проводить по схеме,
изложенной в работе [4] и данной
работе с учетом зависимостей вида Y =
= f(r\e)> гДе в качестве критерия
оптимизации Y может быть использован
наиболее важный для данного решения
параметр.
Список использованной литературы
1. Бежан А. Использование концепции
термодинамической необратимости при расчете
противоточных теплообменников с передачей
тепла от газа к газу. — Теплопередача. Сер.
С, 1977, № 3, с. 24—32.
2. Иванов О. П. Конденсаторы и водоохлаж-
дающие устройства. Л., Машиностроение, 1980,
с. 162.
3. Иванов О. П. Тепломассообмен в аппаратах
систем кондиционирования воздуха. Л., ЛТИ
им. Ленсовета, 1979, с. 67.
4. Иванов О. П., Рымкевич А. А. Методика
комплексной оценки эффективности
использования средств утилизации тепла и холода
в системах кондиционирования воздуха. —
Холодильная техника, 1980, № 3, с. 34—38.
5. Методы оптимизации параметров
теплообменных аппаратов АЭС/А. Н. Иосилиани,
А. А. Михалевич, В. Б. Нестеренко и др.
Минск, Наука и техника, 1981, с. 141.
6. Прохоров В. И., Шилклопер С. М.
Вычисление эксергии воды и льда в потоке
влажного воздуха. — Холодильная техника,
1981, № 12, с. 28—32.
7. Шар гут Я., Петела Р. Эксергия. М.,
Энергия, 1968, с. 279.
15

УДК [621.57:621.438]-68
УТИЛИЗАЦИЯ ВТОРИЧНЫХ
ЭНЕРГОРЕСУРСОВ В ТЕПЛОИСПОЛЬ-
ЗУЮЩИХ ТУРБОХОЛОДИЛЬНЫХ
МАШИНАХ С АВИАЦИОННЫМИ
ДВИГАТЕЛЯМИ
Канд. техн. наук Л. Ф. БОНДАРЕНКО, канд.
техн. наук И. Т. БОНДАРЕВ, А. С. АБРАМОВ,
В. В. МЕЛЬНИК
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
В решениях XXVI съезда КПСС и
постановлении ЦК КПСС и Совета
Министров СССР «Об усилении
работы по экономии и рациональному
использованию сырьевых, топливно-
энергетических и других материальных
ресурсов» указывается на
необходимость шире вовлекать в
хозяйственный оборот вторичные материальные
и топливно-энергетические ресурсы.
-~ Большие резервы вторичных
энергоресурсов — отходящие горячие газы,
отборный пар турбин ТЭЦ, пар из
котлов-утилизаторов и систем
испарительного охлаждения, горячая
технологическая вода — имеются на
предприятиях металлургической,
химической, нефтегазоперерабатывающей
промышленности, на тепловых
электростанциях. Эти предприятия потребляют
значительные количества тепла и
холода на различных температурных
уровнях в виде потоков нагретых и
охлажденных жидких и газообразных
теплоносителей. ВЭР этих производств
можно эффективно использовать для
выработки холода в холодильных
машинах с неэлектрическим приводом.
В зависимости от качества и
количества ВЭР, характера
технологических процессов, общего
энерготехнологического комплекса предприятия
в каждом конкретном случае наиболее
рациональным может быть какой-либо
определенный тип холодильной
машины. Так, на металлургических и
химических предприятиях для получения
холода практическое применение нашли
пароэжекторные и абсорбционные
холодильные машины.
В последние годы все большее
распространение получают
многоцелевые холодильные машины или
комплексные системы, позволяющие од
новременно получать тепло и холод на
разных температурных уровнях, а^шкже-
другие энергетичегкйе~щюдукты| Опре-
v деленное место в комплексных
системах энергоснабжения занимают тепло-
| использующие турбокомпрессорные
/ установки,., .(ТКУ) [1] и турбохоло-
| дильные машины (ТХМ) [2], созда-
; ваемые на основе реконструированных
авиационных газотурбинных
двигателей, отработавших летный моторесурс.
г """""Для привода ТХМ могут
применяться ВЭР в виде пара из котлов-
утилизаторов, систем испарительного
охлаждения и отборов ТЭЦ в
межотопительный сезон.
1—Значительный интерес представляет
использование турбин теплоиспользую-
щих ТКУ и ТХМ вместо редукционно-
(охладительных устройств (РОУ) и дрос- 1
|сельных групп (РУ), широко распрост-
|раненных в системах теплоснабжения
|на многих промышленных
предприятиях.
р—'При обследовании химических
заводов по производству искусственных
волокон установлено, что в
технологических процессах используется
водяной пар с давлениями 0,2—0,4 МПа
и температурами 117—167° С, а в РОУ
он поступает с параметрами 0,6—
1,2 МПа и 197—247° С. Суммарный
расход пара в РОУ 60—300 т/ч.
j В РОУ осуществляется дросселиро-
| вание пара, в результате чего умень-
I шается его эксергия без совершения
( внешней работы. При этом для получе-
I ния заданных температур после дрос-
I селирования в пар подается
дорогостоящий конденсат.
'" При работе турбины авиационного
двигателя вместо РОУ процесс
дросселирования пара с последующим
изобарным охлаждением заменяется
процессом адиабатного расширения.
Например, при КПД турбины 0,65 и
параметрах пара перед турбиной
0,8 МПа и 222° С и давлении за
турбиной 0,35 МПа может быть получена
мощность 3030 кВт на каждые 100 т/ч
пара. В этом случае температура пара
за турбиной составляет 165° С — именно
такая требуется по условиям
технологии. Из энергетических соображений
целесообразно эксплуатировать
турбину с максимально возможным КПД,
однако выходящий из нее пар будет
иметь температуру ниже, чем
требуется по условиям технологии
производства. Поэтому в данном случае
КПД турбины определяется по
заданным параметрам системы
теплоснабжения технологических процессов, а не
из условия ее максимальной
эффективности.
16

В Одесском технологическом
институте холодильной промышленности
создана теплоиспользующая турбохоло-
дильная машина с авиационными
двигателями для системы
технологического кондиционирования воздуха,
внедренной в производственном цехе Бала-
ковского ПО «Химволокно». Пускона-
ладочные работы и испытания опытно-
промышленного образца
теплоиспользующеи ТХМ проведены в 1980—1981 гг.
.- В машине применены два
реконструированных авиационных
газотурбинных двигателя АИ-20 Д, отработавших
летный моторесурс. Турбина 2 (рис. 1)
первого двигателя включена
параллельно действующему РОУ /. Работа
расширения пара используется для
привода компрессора 3 этого же
двигателя. Таким образом, первый
двигатель с паротурбинным приводом
(далее будем называть его теплоисполь-
зующим турбокомпрессором — ТТК)
является источником сжатого
воздуха.
Рис. 1. Схема теплоиспользующеи турбохоло-
дильной машины:
/ — редукционно-охладительное устройство; 2, 3 — турбина
и компрессор ТТК; 4,5 — компрессор и детандер ТДА; 6 —
масляные фильтры; 7 — маслонасосы внешнего контура масло-
систем; 8 — рабочие маслобаки; 9 — дренажный маслобак;
10 — теплообменник (воздухоохладитель) контактного типа;
п — пар водяной; в — воздух; с. в — сжатый воздух;
м — масло; к — конденсат водяной
Сжатый воздух из ТТК дожимается
в компрессоре 4 второго двигателя, а
затем охлаждается в теплообменнике
10 контактного типа. Нагретая здесь
вода отводится в градирню. Из
теплообменника воздух подается в детандер
5 (турбину) второго двигателя (в
схеме теплоиспользующеи ТХМ вторрй
двигатель будем называть турбоде-
тандерным агрегатом — ТДА), где,
расширяясь, доохлаждается.
Холодный воздух из детандера направляется
в камеру смешения системы
кондиционирования воздуха, здесь он
смешивается с атмосферным воздухом и
подается в цех.
Таким образом, теплоиспользующий
турбокомпрессор и турбодетандерныи
агрегат с теплообменниками и системой
трубопроводов реализуют
двухступенчатый цикл без регенерации тепла и
холода с аэродинамическим возвратом
мощности детандера.
Для снижения уровня шума
применена система шумоглушения из двух
рядов щитов, заполненных стекловатой,
которые установлены в шахматном
порядке на стороне всасывания ТТК.
Для смазки ТТК и ТДА имеется
двухконтурная маслосистема, в которой
внутренний контур встроен в
двигатель и обеспечивает подачу и откачку
масла, уравнивание давлений в
подшипниковых узлах, а внешний, состоя-
i
\—п—tkh
\-iXhK-
ттк V
к ? .40
jL Ехь1 ¦ #**-*
ТДА
Л
1 \ <•
fck,
В камеру
смешении
*^а7
ИхЬк-»
2 Холодильная техника № 6
17

щий из баков б, 9, насосов 7 и
фильтров 6У служит для очистки, отстоя и
охлаждения масла.
Для измерения параметров рабочих
сред (пара, воды, масла и воздуха)
использованы промышленные приборы,
средства автоматизации и контроля, а
также лабораторные термометры,
манометры и расходомеры. Места
установки датчиков приборов показаны
на рис. 1.
Во время испытаний определяли
энергетические показатели, исследовали
взаимное влияние машины, системы
кондиционирования воздуха и
технологических процессов (так как теплоис-
пользующая ТХМ связана с
энерготехнологическим комплексом цеха
входными и выходными параметрами),
оценивали пределы регулирования хо-
лодопроизводительности и
температуры холодного воздуха, исследовали
процессы расширения влажного
воздуха, интенсивность оседания инея на
стенках воздуховода после детандера,
определяли частоту и время
оттаивания, проверяли эффективность работы
систем смазки и шумоглушения,
отрабатывали правила эксплуатации.
Непрерывность технологических
процессов производства химических
волокон, осуществляемых с неизменными
параметрами, предъявила особые
требования к эксплуатации теплоисполь-
зующей ТХМ и практически
исключила возможность получить ее
технические характеристики в широком
диапазоне. Поэтому машину испытывали
при работе турбины в двух режимах:
в период завершения пусконаладоч-
ных работ с выхлопом пара в
атмосферу (без связи с технологическими
процессами), а затем в расчетном —
вместо редукционно-охладительного
устройства. С помощью соответствующих
задвижек была сформирована схема
теплоиспользующей ТХМ,
реализующая одноступенчатый цикл (рис. 2).
Компрессор турбодетандерного
агрегата служил аэродинамическим
тормозом для детандера.
Результаты испытаний машины
обработаны по соответствующим
методикам и приведены ниже. *
Теплоиспользующий турбокомпрессор
Частота вращения, 1/с 735
Расход воздуха, кг/с 7,68
Степень повышения давления 2,46
Температура за компрессором, °С 148,5
Эффективный КПД компрессора 0,72
Расход пара в турбине, кг/с (т/ч) 16,7F0)
Давление пара, МПа
на входе в турбину 0,70
на выходе из турбины 0,45
Температура пара, °С
на входе в турбину 198
на выходе из турбины 166
Мощность турбины, кВт 960
Эффективный КПД турбины 0,74
Турбодетандерный агрегат
Частота вращения, 1/с 620
Степень понижения давления 2,33
Температура воздуха, °С
на входе в ТДА 23
на выходе из ТДА —13
Холодопроизводительность, кВт 305
Эффективный КПД детандера 0,56
Теплоиспользующая ТХМ
Тепловой коэффициент 0,32
Удельный расход пара, кг/кВт 0,055
Удельный расход воды из градирни при
разности температур 1—3°С, кг/кг
охлаждаемого воздуха 1,5
Параметры окружающей среды
Атмосферное давление, МПа (мм рт. ст.) 0,1 G54)
Температура, °С 26,5
Рис. 2. Цикл теплоиспользующей турбохолодиль-
ной машины:
/—2 и 3—4 — адиабатное сжатие в компрессорах ТТК и
ТДА; 2—3 и 4—5 — изобарное охлаждение в
трубопроводах и контактном теплообменнике; 5—6 — адиабатное
расширение в детандере; 6—/ — изобарный нагрев в камере
смешения; <7о — удельная холодопроизводительность цикла; 7*в с —
температура окружающей среды (атмосферного воздуха);
Р\, р2 — давления воздуха за компрессорами ТТК и ТДА;
штриховыми линиями обозначены обратимые процессы сжатия
и расширения воздуха
Как видно из приведенных
параметров, полная
холодопроизводительность машины составляет 305 кВт
при низшей температуре в цикле ,
—13° С и тепловом коэффициенте 0,32.1
В этом случае в цех из камеры
смешения поступало 141000 м3/ч воздуха при
температуре 20° С.
Анализ результатов испытаний
показал, что полученные значения
эффективных КПД турбомеханизмов
(кроме турбины ТТК) и тепловой
коэффициент машины не являются
предельными. Они могут быть увеличены
путем совершенствования способов
реконструкции авиационных двигателей
и реализации двухступенчатого цикла
с возвратом мощности детандера.
18

Испытания показали, что машине
проста в эксплуатации, легко выво!
дится на режим, может быть автома-1
тизирована, не требует специальной!
подготовки обслуживающего персо- J
нала.
Параметры работы машины (давле- j
ние и температура пара, частота вра- \
щения ТТК и ТДА) значительно
ниже расчетных в газотурбинном ре- ;
жиме авиационного двигателя, поэто-]
му можно предположить, что турбо-
механизмы в составе теплоиспользую-
щей ТХМ будут иметь значительный
моторесурс.
Утилизация материальных и
вторичных энергоресурсов позволила
получить при внедрении теплоисполь-
зующей ТХМ реальный экономический
эффект более 80 тыс. руб. в год.
УДК 628.84.001.5
ИССЛЕДОВАНИЕ СИСТЕМ
КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА
С ТЕПЛОУТИЛИЗАТОРАМИ
Канд. техн. наук А. Я. КРЕСЛИНЬ,
Е. И. ГОРЖАЛЬЦАН, А. X. ЛЕШИНСКИС
Рижский политехнический институт
Теоретически можно выделить три
основных вида теплоутилизаторов: явного
тепла, полного тепла (энтальпийные)
и скрытого тепла (влагообменники).
Практически можно использовать
только теплоутилизаторы первых двух
типов, представляющие собой
соответственно теплообменник явного тепла и
энтальпийный тепловлагообменник.
Общепринято считать более
эффективным энтальпийный
тепловлагообменник, для которого разработаны
оптимальные алгоритмы
функционирования систем кондиционирования
воздуха (СКВ) [4].
Результаты анализа работы СКВ с
помощью базовых графиков [3]
свидетельствуют о том, что в некоторых
случаях теплоутилизаторы явного
тепла могут оказаться более выгодными,
чем энтальпийные.
В результате совместного
применения обоих теплообменников создан
теплоутилизатор нового типа [1] с
большими функциональными
возможностями [2].
При противоточном движении
взаимодействующих потоков воздуха в
каждом из этих двух теплообменников
2*
На основе теплоиспользующей ТХМ
могут быть созданы комплексные систе-
\ мы энергоснабжения для производст-
I ва сжатого воздуха, тепла и холода
I на различных температурных уровнях.
j В настоящее время разработаны ра-
I бочие проекты подобных систем для
\ Балаковского ПО «Химволокно» и Ря-
\ занского комбината химического во-
/ локна.
1
Список использованной литературы
1. Бондарев И. Т., Ярошенко В. М.
Турбокомпрессорная установка для возду-
хоснабжения ферментаторов.— Харчова про-
MHOiOBicTb, 1970, № 2, с. 5—8.
2. Бондарев И. Т., Мельцер Л. 3.,
Ярошенко В. М. Теплоиспользующая
турбохолодильная машина с авиационными
газотурбинными двигателями.— В кн.:
Холодильная техника и технология, Киев, 1973,
вып. 16, с. 3—7.
возможны два варианта их взаимного
расположения и три варианта подвода
к ним уходящего воздуха (рис. 1).
Достигаемое конечное влагосодержа-
ние воздуха dn после теплоутилизатора
находится в пределах от dn=dH до
dn=dH + (dy—dH) ерэ, а конечная
температура воздуха /п оказывается
различной для различных вариантов
подвода уходящего воздуха [2]. Для
схем 1 и 2
'п = 'н + ('у—'и) (Вря"8ряерэ + ЕРэ)»
где еря = 0-И, ерэ = 0-М, (еря + ерэ) =0ч- I;
для схем 3 и 4
для схем 5 и 6
*п = 'н+ Су"'н) (еря— 2еря8РЭ + 8РэЬ
причем для схем 3., 4, 5, 6
вр.-0-S-l, врз-О-М, (еря + ерэ)=0-2.
Если перенести на /, d-диаграмме
начало координат в точку Н и
предположить, что точка У расположена в
первом квадранте вспомогательной
системы координат /—d, то параметры
воздуха после устройства могут находиться
в пределах заштрихованных зон (см.
рис. 1,6). Управляя согласованно
работой обоих теплообменников, можно
получить воздух в любом состоянии
в пределах заштрихованных зон без
дополнительной тепловлажностной
обработки — затрат тепла, холода и воды.
19

d, кг/кг сухого воздуха
Рис. 1. Схемы устройств для утилизации
тепловой энергии в СКВ (а) и состояние приточного
воздуха, достигаемое без дополнительной тепло-
влажностной обработки (б), при ерэ=1
(вертикальная штриховка) и при е э = 0,75
(горизонтальная штриховка):
Т Г — теплообменник явного тепла и энтальпийный
тепловлагообменник
Из рис. 1 следует, что схемы
соответственно / и 2, 3 и 4, 5 и 6 якобы
имеют одинаковые функциональные
возможности. Но это справедливо
только при tH^t*py. Если из уходящего
воздуха выпадает конденсат, то
картина, изображенная на рис. 1,
существенно искажается и, согласно
предварительному аналитическому исследова-
нию,схемы /, 4 и 5 обладают меньшими
функциональными возможностями, чем
схемы 2, 3 и 6.
На рис. 1, б в части, относящейся
к схемам 3 и 4, показано, что если
параметры приточного воздуха
характеризуются точкой Пи то в случае при-
%.р.у ~~ температура точки росы удаляемого
воздуха.
20
менения только теплообменника
явного тепла для обработки наружного
воздуха необходимо затратить Д/я1,
кДж/кг, тепловой энергии, а в случае
применения только энтальпийного теп-
ловлагообменника — А/э1, кДж/кг,
причем Д/э1<Д/я1. Если параметры
приточного воздуха характеризуются точкой
Л2, то, наоборот, Д/э2>Д/я2. При
использовании теплоутилизаторов по
схемам 3 и 4 необходимые параметры
приточного воздуха могут быть получены
без дополнительного потребления
тепловой энергии.
Анализ рис. 1, б дает возможность
установить, что функциональные схемы
3 и 5 D и 6) взаимно дополняют друг
друга, позволяя при совмещении этих
схем значительно расширить области
функциональных возможностей тепло-
утилизатора.
При исследованиях СКВ с теплоути-
лизаторами различного вида возникла
необходимость разработать алгоритмы
функционирования, изложенные в
форме, пригодной для выдачи четкого
задания на разработку системы
автоматического управления (САУ).
На рис. 2 приведены локальные
алгоритмы функционирования идеальной
СКВ, в которой, кроме трех аппаратов
тепловлажностной обработки
воздуха — увлажнителя, воздухонагревателя
и воздухоохладителя с обводом, —
использованы различные виды
теплоутилизаторов. Данные алгоритмы
построены с применением карты уровней
энергопотребления [4] для наиболее
характерного состояния СКВ (Q>0,
G>0) при соотношении цен на холод,
тепло и воду Цх >Z/T >Z/a.
При принятом соотношении
параметров Я и У наружный воздух Н может
иметь любое состояние в пределах
границ расчетного климата. Каждому
сочетанию точек Н и П соответствует
только один возможный оптимальный
режим обработки воздуха, характерный
для СКВ с данным теплоутилизатором.
Важнейшая особенность полученных
алгоритмов — ограничение в них числа
режимов обработки воздуха, при
которых не используются функциональные
возможности теплоутилизаторов.
Алгоритмы функционирования,
приведенные на рис. 2, дают только
принципиальное качественное
представление о том, что применение любого из
рассматриваемых теплоутилизаторов
приводит к значительной экономии

Рис. 2. Локальные алгоритмы функционирования
идеальной СКВ (при 6>0 и Q>0 и ценах на
холод, тепло и воду Цх^> Цт >> Ца), в которой
установлен теплоутилизатор явного тепла (а) и
энтальпийный теплоутилизатор (б)
энергоресурсов при эксплуатации СКВ.
Зная продолжительность стояния
параметров наружного воздуха Н в
пределах зоны каждого режима обработки
и пользуясь алгоритмами, можно
определить:
энергетическую эффективность
применения СКВ с теплоутилизатором
данного вида, выраженную через
экономию тепла, холода, воды и
электроэнергии;
общую продолжительность работы
СКВ в каждом режиме и
целесообразность отказа от кратковременных
режимов обработки воздуха;
распределение энергетических
нагрузок, позволяющее обоснованно
выбирать установленную мощность
аппаратов для тепловлажностнои обработки
воздуха.
Условные обозначения:
d — влагосодержание воздуха, кг/кг
сухого воздуха;
/ — температура воздуха, °С;
эффективность теплообменника
явного тепла и энтальпийного тепло-
влагообменника;
/ — энтальпия воздуха, кДж/кг сухого
воздуха;
Q — избыточные тепловыделения, кВт;
G — избыточные влаговыделения, кг/с;
Цт — стоимость соответственно холода и
тепла, руб/кДж;
^ря>°рэ
их
Ца — стоимость воды для адиабатного
увлажнения, руб/кг;
П — приточный воздух;
Н — наружный воздух;
У — уходящий из помещения воздух.
Процессы:
А — адиабатного увлажнения воздуха;
Т, X — соответственно искусственного
подогрева или охлаждения воздуха
при d = const;
Х0 — искусственного одновременного
охлаждения и осушки воздуха по
прямой, соединяющей в I, d-диаг-
рамме точку начального состояния
воздуха и точку пересечения
изотермы tx с кривой ср=1;
'„, Рэ — обработка воздуха соответственно
в теплообменнике явного тепла и
энтальпийном тепловлагообменнике.
Индекс:
и — идеальный процесс, протекающий
при эффективности еря = 1 или ер.л = 1.
Список использованной литературы
1. А. с. 859770 (СССР).
2. Горжальцан Е. И., Креслинь А. Я-
Исследование функциональных возможностей-
регенеративных теплообменников в системах
вентиляции и кондиционирования воздуха. —
В кн.: Вентиляция и кондиционирование
воздуха. Рига, 1979, с. 54—62.
3. Иванов О. П., Рымкевич А. А. Методика
комплексной оценки эффективности
использования средств утилизации тепла и холода
в системах кондиционирования воздуха. —
Холодильная техника, 1980, № 3, с. 34—38.
4. Креслинь А. Я. Модель идеальной системы
кондиционирования воздуха. — В кн.:
Вентиляция и кондиционирование воздуха
промышленных и сельскохозяйственных зданий. Рига,
1981, с. 5—21.

УДК 628.84:621.577
РАСЧЕТ БЫТОВОГО
КОНДИЦИОНЕРА С ТЕПЛОВЫМ
НАСОСОМ
Г. И. ВОЛГИН, П. Г. СЕМЕНОВ
СКТБ бытовых кондиционеров, г. Баку
Теплотехнический расчет бытового
кондиционера (рис. 1),
предназначенного для круглогодичного
кондиционирования воздуха в помещении,
выполняется для каждого режима его работы
в отдельности и предполагает решение
двух неравнозначных задач.
В режиме охлаждения, который
является основным расчетным режимом
кондиционера, рассчитывают теплооб-
менные аппараты, компрессор и
капиллярную трубку для выбранных
температур кипения /0, конденсации /к
и коэффициента влаговыпадения ?.
Методика таких расчетов, а также
рекомендации по выбору рабочих
температур хладагента и коэффициента ?
достаточно подробно рассмотрены
многими авторами [1, 2, 6].
В режиме нагревания решают
обратную задачу: при известных поверх-
Рис. 1. Принципиальная схема бытового
кондиционера, предназначенного для круглогодичного
кондиционирования воздуха:
I — наружный теплообменник (в режиме охлаждения —
конденсатор, в режиме нагревания — испаритель); 2 —
вентилятор осевой; 3 — электродвигатель; 4 — вентилятор
центробежный; 5 — внутренний теплообменник (в режиме
охлаждения — испаритель, в режиме нагревания — конденсатор);
€ — компрессор ротационный; 7 — переключатель режимов;
в — отделитель жидкости; 9 — капиллярная трубка режима
охлаждения и нагревания; 10 — клапан обратный; // —
капиллярная трубка режима нагревания; 12 — фильтр-осушитель;
ВИП — воздух из помещения; ВВП — воздух в помещение;
ИВ — наружный воздух; а — направление потока
хладагента в режиме охлаждения; б — то же, в режиме нагревания
22
ностях теплообмена и заданном
компрессоре рассчитывают температуры
кипения /0, конденсации /к, коэффициент
влаговыпадения ?, теплопроизводитель-
ность QK и коэффициент
преобразования [Л.
Подобная задача рассмотрена
А. А. Гоголиным [1] для случая, когда
коэффициент теплопередачи
конденсатора определен по результатам
испытаний, а коэффициент влаговыпадения
принимается равным некоей заданной
величине. В практике же расчетов
обычно эти величины не известны, что
потребовало внести некоторые дополнения
в метод расчетных диаграмм
кондиционера, предложенный А. А. Гоголиным.
На основе опытных или расчетных
значений коэффициента подачи
компрессора строят графическую
зависимость Q0 =/Г^о» ^к)> являющуюся
характеристикой компрессора (рис. 2,
линия У). Температура конденсации /к
на данном этапе расчета неизвестна,
ее принимают предварительно в
диапазоне 35—45°С.
Проводят пересчет данных о холодо-
производительности в зависимости от
температуры стенки трубы
испарителя /т:
где Q0 — холодопроизводительность компрессора
при выбранной температуре кипения tQ
и конденсации /к, Вт;
FBH — внутренняя поверхность испарителя, м2;
аа — коэффициент теплоотдачи при кипении
хладагента, Вт/(м2 • К).
*0ср ^ТТ *Т2 *-ТЗ *В1 S ^
Рис. 2. Схема расчетной диаграммы бытового
кондиционера в режиме нагревания:
/ — характеристика компрессора Q0=f(t0; /K); 2 —
характеристика компрессора Q0=f(tr; /K); 3—5 — характеристика
испарителя Q0=f(tT); 6—8 — характеристика испарителя
Q9-tOo)

Коэффициент теплоотдачи аа
вычисляют в зависимости от. изменяющейся
холодопроизводительности Q0 и
температуры кипения t0 по методике,
изложенной в работах [3, 4]. По
результатам расчетов строят графическую
зависимость для компрессора (линия 2)
Коэффициент охлаждения
испарителя определяют по формуле:
т,т-1-ес^«- 103 ,
где ан — коэффициент теплоотдачи со сгороны
воздуха, Вт/(м2 • К);
FH — наружная поверхность испарителя, м*;
Ен — коэффициент эффективности
ребристой поверхности;
Св — массовый расход воздуха, через
испаритель, кг/с;
свл — удельная теплоемкость влажного
воздуха, кДж/(кг «К).
Величины ан, FH, Gви свлдля
конкретного кондиционера неизменны.
Коэффициент эффективности
ребристой поверхности Ен 'зависит от
коэффициента влаговыпадения,
который для режима нагревания находится
в диапазоне ?= 1,4ч-1,8 и на данном
этапе не известен.
Графическую зависимость
испарителя QQ=f(tT) для конкретных
температуры воздуха на входе в испаритель
(температуры наружного воздуха) tBl
и относительной влажности ср2
определяют методом подбора, для чего обычно
рассчитывают Q0 при нескольких
значениях ? (линии 3, 4, 5):
Qo-0BcBJll(tBl-tTLr. ю3.
Для построения графических
характеристик испарителя Q0=/(/0) из точек
а, б, в проводят прямые (штриховые
линии), параллельные оси температур,
до пересечения с характеристикой
компрессора Q0=/(/0; /к). Точки
пересечения г, д, е соединяют с точкой
/в1 на оси температур и получают
характеристики испарителя (линии б, 7,
8). Точки г, д, е — равновесные
точки кондиционера без учета
гидравлических потерь в испарителе и
всасывающем трубопроводе. Далее
рассчитывают падение давления хладагента
Др0 в испарителе и всасывающем
трубопроводе и определяют
соответствующее ему снижение температуры
кипения Д/0. Между линиями 1 и 6,
1 и 7, 1 и 8 проводят прямые,
параллельные оси абсцисс, равные в
масштабе температур снижению
температуры кипения А/0. Продолжая эти
прямые до оси ординат, получают значения
рабочей холодопроизводительности
кондиционера Q01, Q02, Q03 при
различных коэффициентах влаговыпадения.
Температуру наружной поверхности
для каждой холодопроизводительности
определяют из выражения [1]:
Qo(l-?H)
Затем рассчитывают осушающую
способность W0 и тепловлажностное
отношение е.
На /, d-диаграмме влажного воздуха
(рис. 3) проводят лучи процессов
из точек /, 2, 3, лежащих на линии
Ф=1, соответствующих средним
температурам наружной пове~рхности /н1,
/н2, /н3. Искомый луч должен пройти
через точку Л, характеризующую
состояние воздуха на входе в
испаритель. Процесс обработки воздуха в
испарителе при конкретных значениях
tBl и ф2, определяющих положение
точки Л, проходит по линии А— 2, что
соответствует
холодопроизводительности Q02 при температуре наружной
поверхности /н2 и коэффициенте
влаговыпадения ?2. Если при выбранных
значениях /н,'? и /в1 относительная
влажность не совпадает с ф2, то задача
решается по методу последовательных
приближений.
Таким образом, характеристика
испарителя Q0 = /(^o)» отвечающая условиям
его работы при /в1 и ф2, соответствует
прямой 7(рис. 2). Опуская из точек з, д,
ж перпендикуляры на ось абсцисс,
получают соответственно начальную
1,кАж/кг (р
d, г/кг
Рис. 3. Изображение в i, d-диаграмме процессов
обработки .воздуха при различных значениях ?:
'н1' *н2» 'нЗ "~ среДние температуры наружной поверхности;
А—2 — искомый луч процесса
23

t6u и среднюю /оср температуры кипения
в испарителе и температуру
всасываемых компрессором паров хладагента
/вс (при отсутствии перегрева).
Далее уточняют температуру
конденсации tK Для этого рассчитывают
коэффициент теплоотдачи при
конденсации хладагента в соответствии с
рекомендациями [2]. Коэффициент
теплопередачи конденсатора вычисляют по
формуле
где 0 —* коэффициент оребрения конденсатора.
Методом подбора определяют
температуру конденсации [5]:
*' ; • г"; "., ! у . г\ **К
'-!,. QoJC
Hi M/.'/i*:/. I , -^
Ы~1ь\^ n r ,103 -
0i\ ^! . : ; П •;.. Чвсвл1\о 1U
где /fc, -? :температура воздуха на входе в
конденсатор (температура комнатного воз-
4 духа), °С;
';• ?- отношение тепловой нагрузки „а кон-
^о денсатор к холодопроизводительности
кондиционера (выбирается по таблице
18 [6]);
;:.. Tj0 — общий коэффициент охлаждения
конденсатора,
Если полученная расчетом и
принятая ранее (при построении
характеристик компрессора) температуры
конденсации отличаются незначительно
(до 0,5°С), то расчет можно считать
достаточно точным. При большем
расхождении расчет следует повторить при
новом значении температуры
конденсации.
Теплопроизводительность
кондиционера в режиме нагревания будет равна
тепловой нагрузке на конденсатор QK
определенной при расчете tK
Коэффициент преобразования
вычисляют по известной формуле:
где N — потребляемая кондиционером мощность,
Вт.
В таблице представлены исходные
данные и результаты расчета по
описанной методике кондиционера БК-2000Т.
Предлагаемая методика может быть
использована также и для опреде-
Данные для
кондиционера БК-2000Т
Исходные
Компрессор
Наружная поверхность, м2
испарителя
конденсатора
Производительность
вентилятора, м3/ч
центробежного
осевого
Температура воздуха, °С
наружного
комнатного
Относительная
влажность воздуха, %
наружного
комнатного
Расчетные
Холодопроизводитель-
нрсть, Вт

Теплопроизводительность, Вт
Потребляемая мощность,
Вт
Холодильный
коэффициент
Коэффициент
преобразования
Коэффициент влаговыпа-
дения
Температура, °С
кипения
конденсации
Ре)
охлаждения
ФГрВ-2,3
4,2
7,3
500
700
35
_ 27
40
50
2210
..—
1050
2,1
—
1,5
7,4
51,4
КИМ
нагревания
ФГрВ-2,3
7,3
4,2
500
700
7
21
88
40
—
2090
840*
—
2,5
1,6
-3,5
40,5
ления холодопроизводительности Q0,
температур кипения t0 и конденсации
/к автономных кондиционеров в режиме
охлаждения.
Список использованной литературы
1. Гоголин А. А. Осушение воздуха
холодильными машинами. М., Госторгиздат, 1962.
2. Захаров Ю. В. Судовые установки
кондиционирования воздуха и холодильные машины.
Л., Судостроение, 1979.
3. Захаров Ю. В., Радченко Н. И. К расчету
коэффициента теплоотдачи при кипении фрео-
нов в горизонтальных трубах испарителей. —
Холодильная техника, 1980, № 2, с. 26.
4. Захаров Ю. В., Р а дче н ко Н. И.
Определение массовой скорости, хладагента в
горизонтальных трубках испарителей. —
Холодильная техника, 1980, № 3, с. 25.
5. Кокор и н О. Я. Установки
кондиционирования воздуха. М., Машиностроение, 1970.
6. Теплообменные аппараты холодильных
установок / Г. Н. Данилова, В. Н. Богданов,
О. П. Иванов и др. Л., Машиностроение, 1973.
24

УДК 621.575:621.577
ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫЕ
АБСОРБЦИОННЫЕ
БРОМИСТОЛИТИЕВЫЕ АГРЕГАТЫ
ДЛЯ ПРОИЗВОДСТВА ХОЛОДА
И ТЕПЛА
Д-р техн. наук А. В. БЫКОВ,
канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ
ВНИИхолодмаш
И. К. ДРАНКОВСКИЙ
НПО «Пензхиммаш»
Серийный ряд абсорбционных бро-
мистолитиевых холодильных агрегатов
АБХА-1000, АБХА-2500 и АБХА-5000
предназначен для получения
охлажденной воды с температурой 7° С за
счет использования относительно
низких параметров тепла — горячей воды
с температурой 90—120° С или
водяного пара с давлением до 0,07 МПа.
Наиболее характерными источниками
тепла для этих агрегатов являются
вторичные тепловые ресурсы и отборы
турбин ТЭЦ низкого давления.
Эффективность указанных
источников тепла рассматривалась в
публикациях [3—5]. При этом отмечалось,
что работа АБХА на тепле более
высоких температур — отборах турбин ТЭЦ
высокого давления или тепле
котельных неэффективна из-за перерасхода
топлива.
Вместе с тем теплоснабжение
многих предприятий легкой, электронной
и других отраслей промышленности,
являющихся крупными
потребителями сезонного холода, осуществляется
от котельных или ТЭЦ из отборов
турбин паром высокого давления
1,0—1,3 МПа. Значительная часть
этого тепла используется для
получения горячей воды F0—70°С),
расходуемой на технологические нужды,
горячее водоснабжение и другие цели.
Так, например, на
хлопкопрядильной фабрике в Новочебоксарске,
меланжевом комбинате в Барнауле,
прядильной фабрике в Андижане при
общем теплопотребленИи 80—116 МВт
на получение горячей воды F0—65°С)
затрачивается 12—43 МВт тепла.
Эти предприятия оснащены также
крупными водоохлаждающими
установками холодопроизводительностью 14—
28 МВт на базе турбокомпрессорных
агрегатов типа ТХМВ-4000.
Для таких предприятий в
соответствии с рекомендациями второго
Всесоюзного научно-технического
совещания «Основные направления
повышения эффективности и
эксплуатационной надежности абсорбционных
холодильных машин и расширение областей
их применения» ВНИИхолодмаш и
ИТТФ АН УССР разработали
модификации серийных агрегатов АБХА-2500,
работающих от высокотемпературных
источников тепла: с
высокотемпературным генератором для работы в
системе котельных и промышленных ТЭЦ,
вариант для одновременной
выработки холода и горячей воды, а также
тепловой насос для получения
горячей воды с температурой 70° С.
Новые модификации позволяют
расширить области применения
абсорбционных бромистолитиевых агрегатов,
эффективно использовать источники
тепла в широком диапазоне
температур и комплексно решать вопросы
тепло-, хладо- и энергоснабжения
производств.
В настоящее время по оформленным
в установленном порядке нарядам НПО
«Пензхиммаш» поставляет комплект
дополнительного оборудования к
агрегату АБХА-2500 для работы в одном
из рассматриваемых ниже режимов.
Агрегат АБХА-2500 с
высокотемпературным генератором (ВГ) работает в
режиме холодильной машины.
Техническое решение этой
модификации предусматривает использование
в качестве греющего источника пара
с давлением 0,8 МПа для
осуществления двухступенчатой регенерации
раствора, обеспечивающей снижение
затрат тепла в 1,8 раза и охлаждающей
воды в 1,3 раза.
Технические характеристики
агрегата с высокотемпературным
генератором представлены в таблице. Схема
работы и цикл в координатах ?—i
показаны на рис. 1.
При двухступенчатой регенерации
[2] раствор выпаривается на двух
уровнях давления: высоком @,08—
0,11 МПа) за счет тепла от
высокотемпературного греющего источника
и низком за счет тепла,
выделяющегося при конденсации паров
хладагента, выпаренных в
высокотемпературном генераторе. Таким образом,
получаемое при конденсации тепло
полезно расходуется в цикле, и
практически на эту величину уменьшаются
затраты тепла греющей среды.
Особенность схемы [1] — парал-
25

.Характеристики
Хол юпроизводи-
тел! ость, кВт
Теп. • производи-
тел1 ость, кВт
Тем ер ату р а воды,
•с
о; лажденнои
оллаждаемои на
входе
в испаритель
на входе в
абсорбер
на выходе из
конденсатора
Расход воды, м3/ч
охлаждаемой в
испарителе
в абсорбере
в конденсаторе
Греющая среда
горячая вода, °С
или водяной пар
с давлением на
входе в
генератор, МПа
Расход греющей
среды, т/ч
горячей воды
или пара
Потребляемая
мощность
электродвигателей, кВт
Тепловой
коэффициент
Коэффициент
трансформации
АБХА-
2500 ВГ
2800
—
7
12
26
36
480
.500
500
—
0,8
—
3,8
5,6
1,25
Модификации
АБХА-
2500 XT
2800
2950
7
12
26
70
480
500
150
160
0,6
200
7,3
5,6
0,67
—
АБХА-
2500 ТН
—
9250
—
35
40
70
440
225
225
160
0,6
200
9,5
5,6
—
1,65
s «
Рис. 1. Принципиальная схема АБХА-2500 с
высокотемпературным генератором (а) и цикл в
координатах g — i (б):
KTl, KT2 — генератор соответственно ступени высокого и
низкого давления: КД — конденсатор; И — испаритель;
АБ — абсорбер; Т01, Т02 — теплообменник растворов
высокого и низкого давления; HI. Н2. НЗ — насос слабого,
смешанного раствора, рециркуляционной воды; р_, рн, ра —
давление высокое, низкое, в абсорбере; состояние 2 — слабый
раствор на выходе из абсорбера; 7 и 71 — слабый раствор
на выходе соответственно из Т02 и Т01\ 4 и 4х — крепкий
раствор на выходе из генераторов ступени соответственно
низкого и высокого давления; 8 — крепкий раствор на выходе
из теплообменников низкого и высокого давления
лельная раздача слабого раствора в
генераторы ступеней низкого и
высокого давления. Слабый раствор из
абсорбера направляется двумя
потоками в теплообменники растворов
низкого и высокого давления, а затем
поступает на выпаривание в
соответствующие ступени генераторов.
Параллельная раздача раствора в
генераторы вдвое уменьшает
поверхность теплообменников и
существенно снижает емкость системы по
раствору.
Предложенное техническое решение
позволяет без существенной
реконструкции оснащать генератором ВГ не
только вновь монтируемые, но и
действующие агрегаты АБХА-2500.
НПО «Пензхиммаш» изготовил и
поставил генераторы ВГ для
дооборудования агрегатов АБХА-2500
киевскому заводу «Вулкан». Разработана
техническая документация для
оснащения генераторами ВГ агрегатов
АБХА-2500 на ряде других объектов.
Высокие температуры греющего
источника (пар с давлением 0,6 МПа
или горячая вода с температурой
150—160° С) позволяют выпаривать
раствор по одноступенчатой схеме
регенерации при высоком давлении
в конденсаторе и полезно
использовать отводимое при высокой
температуре (около 75° С) тепло конденсации.
Эта схема использована в другой
модификации агрегата АБХА-2500.
В зависимости от температуры
(давления) кипения в испарителе агрегат
работает в режиме хладотеплоснабже-
ния (XT) или теплового насоса (ТН).
При низких температурах кипения
в испарителе (охлаждении воды до
4—12° ? и температуре охлаждающей
воды до 32° С) осуществляется режим
XT. При подводе в испаритель воды
с температурой 25—40° С достигается
26

высокая температура абсорбции, и
представляется возможным
осуществить последовательный нагрев
охлаждающей воды в абсорбере и
конденсаторе до температуры 70—75° С —
режим ТН.
При высокой температуре
конденсации возрастают нагрузки на
теплообменник растворов, что требует
увеличения его поверхности, поэтому
агрегат дополнительно комплектуют тепло-
обменным блоком, который
подключают параллельно основному
теплообменнику растворов без
существенной реконструкции системы.
Технические характеристики
модификаций, работающих в режимах
XT и ТН, приведены в таблице.
В настоящее время разработаны
проекты использования агрегатов
АБХА-2500 в режимах XT и ТН в
системе котельных.
На рис. 2 представлена схема одной
из проектных разработок. Греющим
источником является пар с
давлением 0,6 МПа из котельной. В летний
период агрегат работает в режиме XT.
Охлажденная вода из испарителя
направляется в систему
кондиционирования, а тепло абсорбции отводится
оборотной водой из градирен. Тепло
конденсации используется для
подогрева свежей воды, подводимой в
систему подпитки котельной, а также
в системе кондиционирования
воздуха. В зимний период в испаритель
подается оборотная вода из градирен
Рис. 2. Схема работы АБХА-2500 в режиме XT
и ТН (толстая линия — режим XT):
/ — абсорбционная бромистолитиевая теплонасосная
установка; // — котельная; /// — потребитель низкопотенциального
тепла и холода; / — конденсатор; 2 — генератор; 3 —
испаритель; 4 — абсорбер; 5 — паровой котел; 6 — водогрейный
котел; 7 — градирня
и агрегат переводится в режим TFL
Свежая вода, идущая на подпитку в
котельную, нагревается в абсорбере
за счет отводимого тепла абсорбции,
а затем догревается в конденсаторе
до 70° С и используется для тех
же целей.
Внедрение высокотемпературных
абсорбционных бромистолитиевых
агрегатов способствует экономии
топливно-энергетических ресурсов.
Список использованной литературы
1. А. с. №631760 (СССР).
2. Гр осман Э. Р., Шаврин В. С.
Экспериментальное исследование процессов
абсорбционной холодильной установки со
ступенчатой регенерацией раствора.— Холодильная
техника, 1979, № 5, с. 12—16.
3. Перспективы применения
абсорбционных машин / А. В. Быков, И. М. Калнинь,
Н. Г. Шмуйлов и др.— Холодильная техника,
1981, № 1, с. 9—12.
4. Перспективы применения абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин для
повышения эффективности теплофикации /
Л. М. Розенфельд, А. В. Быков, И. М. Кал-
нинь и др.— Теплоэнергетика, 1974, № 11,
с. 34—36.
5. Шмуйлов Н. Г., Розенфельд Л. М.,
Щербаков Р. 3. Экономическая
эффективность внедрения крупных агрегатов АБХА-5000,
работающих на сбросном тепле.—
Холодильная техника, 1981, № 6, с. 15—18.
27

УДК [621.577:621.575] .001.375
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ
АБСОРБЦИОННЫХ
ТРАНСФОРМАТОРОВ ТЕПЛА
Канд. техн. наук Э. Р. ГРОСМАН, В. С. ШАВРИН
Институт технической теплофизики АН УССР
В нашей стране и за рубежом все шире
применяют теплонасосные установки
компрессионного типа. Вместе с тем
проведенные ранее исследования [6, 8]
показали высокую эффективность
абсорбционных тепловых насосов (АТН),
использующих в качестве абсорбентов
водные растворы неорганических солей.
Л. М. Розенфельд и др. в результате
испытаний абсорбционного бромисто-
литиевого агрегата большой холодо-
производительности при температуре
теплой воды 25—30°С и греющего
теплоносителя 120°С получили
горячую воду с температурой 50—60°С при
значениях действительного
коэффициента трансформации 1,65.
Для отопления и технологических
нужд необходимо тепло более высокого
потенциала — до 90°С и выше. Расчеты
показывают, что этот уровень достижим
в бромистолитиевых агрегатах (АБХА).
Однако при этом резко возрастают
температуры в абсорбере и генераторе,
что может привести к усиленной
коррозии поверхностей теплообмена. Кроме
того, возникает еще одно ограничение.
Концентрацию крепкого раствора в
АБХА принимают обычно не выше 64—
64,5%, исходя из возможной
кристаллизации раствора в теплообменнике
при его переохлаждении.
При указанных концентрациях и зоне
дегазации, равной 4%, разность
температур кипения и абсорбции
составляет с учетом действительных потерь
в аппаратах не более 40°С.
Охлаждая в АБХА
низкотемпературный теплоноситель, например от
40 до 30°С, высокотемпературный
теплоноситель можно нагреть при
последовательном его прохождении
через абсорбер и конденсатор с 55 до
75°С. В результате использования
ступенчатой абсорбции можно
несколько увеличить достижимую разность
между температурами
низкопотенциального и высокопотенциального
источников. Для получения тепла на уровне
90°С необходимо располагать
низкотемпературным источником с
температурой не ниже 50—55°С.
28
На основе проведенных технико-
экономических исследований [5]
намечено создать крупные теплонасосные
станции на базе абсорбционных
бромистолитиевых тепловых насосов.
Чтобы расширить область использования
последних, необходимо переводить их
на работу в указанном выше
температурном режиме.
Решению этой задачи может
способствовать замена абсорбента в
абсорбционном тепловом насосе. При
достаточно высоких температурах кипения
в теплонасосном цикле целесообразно
вместо бромистолитиевого водного
раствора использовать раствор
хлористого лития. Как показано в работе
[4], он обладает значительно меньшей
коррозионной активностью, а стоимость
заправки машины абсорбентом
снижается в 1,5 раза. При этом
коэффициенты трансформации тепла и
теплопередачи в аппаратах практически не
изменяются. Ингибированный раствор
хлористого лития даже при
температуре 150—160X1 не оказывает
значительного коррозионного воздействия
на теплообменные трубки
затопленного генератора. В несколько худших
условиях (несмотря на более низкие
температуры) находятся трубки
абсорбера — оросительного аппарата в
связи с тем, что в парожидкостной среде
коррозия протекает более интенсивно.
Однако применение адиабатно-изобар-
ного процесса абсорбции [7],
реализованного в агрегате АБХА-5000,
позволит избежать усиленной коррозии и в
этом аппарате.
В ИТТФ АН УССР испытан
абсорбционный хлористолитиевый тепловой
насос теплопроизводительностью
150 кВт (см. рисунок). Его генератор 2
обогревался насыщенным паром от
электродного котла /. Для
поддержания необходимых температур и
расходов воды, направляемой в испаритель,
абсорбер и конденсатор, были
предусмотрены смесительные баки 4,
оборудованные переливными и
регулирующими устройствами. Их
подпитывали водопроводной водой. Для
устранения возможного прорыва пара из
генератора 2 в абсорбер 7 и из
конденсатора 3 в испаритель 6 на линии
подачи жидкости установлены
поплавковые регулирующие клапаны. Для
удаления воздуха и неконденсирующихся
газов из воздухоотделителей 8
установку снабдили двумя вакуум-насосами

щаются потоком абсорбента и быстро
растворяются. Поэтому при
температурах кипения 35—40°С и выше
опытный тепловой насос устойчиво работал
при концентрациях слабого раствора
до 50% и крепкого до 52—53% (зону
дегазации поддерживали обычно в
пределах 3%). При указанных
концентрациях достижимы разности температур
кипения хладагента и абсорбции на
7—8°С выше, чем для бромистолитие-
вого теплового насоса.
В таблице представлены параметры
узловых точек цикла по результатам
проведенных экспериментов в трех
различных режимах. Значения
действительного коэффициента
преобразования находились в пределах 1,68—
1,71. Действительные потери цикла от
недонасыщения в абсорбере совпали
с данными испытаний этой же опытной
установки на растворе бромистого
лития и не превышали 1%. Потери,
вызванные влиянием гидростатического
столба жидкости на процесс кипения
в генераторе, ввиду высоких значений
упругости паров и относительно малой
плотности абсорбента практически
отсутствовали.
Ингибированный раствор
хлористого лития (ингибиторы — хромат лития
и гидроокись лития) при нагреве до
140—150°С не менял своих свойств,
не разлагался. Значения
коэффициентов теплопередачи в аппаратах близки
аналогичным значениям, полученным
29
Принципиальная схема опытной установки:
/ — электродный котел; 2 — генератор; 3 — конденсатор;
4 — смесительный бак; 5 — мерный сосуд; 6 — испаритель;
7 — абсорбер; 8 — воздухоотделитель; 9 — вакуум-насос;
10 — теплообменник растворов; // — узел приготовления
раствора; 12 — циркуляционный насос
НВР-5Д. Циркуляция абсорбента и
хладагента осуществлялась герметичными
насосами типа БЭН.
После вывода установки на
стационарный режим измеряли параметры
цикла, позволяющие рассчитать
внешний и внутренний балансы.
Температуру потоков измеряли лабораторными
термометрами с ценой деления 0,1° С,
расход — специально тарированными
ротаметрами и мерными сосудами,
упругость паров в блоке
абсорбер-испаритель — масляным U-образным
вакуумметром (индикатором нуля при
этом служил термопарный вакуумметр
с точностью измерения 50 мПа
E • 10 мм рт. ст.). Упругость паров
в генераторе и конденсаторе вычисляли
по температуре кипения
дистиллированной воды в сосуде, сообщенном по
паровому пространству с рабочим
аппаратом. Концентрацию раствора
определяли по табличным данным [8] в
зависимости от плотности и температуры.
Плотность раствора находили с
помощью денсиметра.
Выпадающий из пересыщенного
раствора гидрат LiCl • Н20 представляет
собой мелкие кристаллики, которые не
слипаются между собой, легко переме-

Покззэтбль
Температура, °С
кипения хладагента
раствора
на выходе
из абсорбера
из теплообменника
из генератора
на входе в абсорбер
конденсации
Концентрация, %
слабого раствора
крепкого раствора
Упругость паров, кПа
в абсорбере
в конденсаторе
Температура воды, °С
на входе
в абсорбер
в конденсатор
на выходе из конденсатора
Тепловые нагрузки, кВт, по
внешнему балансу на
испаритель
абсорбер
конденсатор
генератор
Действительный
коэффициент преобразования тепла
Режим работы
1
25
59
107
124
67
72
44,5
47,8
3,3
33,9
44,0
56,1
66,0
63,4
81,0
67,1
86,3
1,71
2
31,8
67
117
130
76
79
45
48,5
4,7
47,8
51,8
64,2
74,3
59,1
75,1
62,9
80,6
1,7
3
38
75
126
140
85
84
47,4
51,9
6,5
58,2
60,0
72,0
81,6
53,7
71,1
57,5
75,8
1,68
при испытании установки на растворе
бромистого лития.
Испытания подтвердили
целесообразность использования в
абсорбционных тепловых насосах водного
раствора хлористого лития при
температурах низкотемпературного источника
порядка 20—бО^С и нагреве
теплоносителя соответственно до 55—90°С.
Для установления возможности
получения более высоких температур
необходимы дополнительные
коррозионные исследования, определение
термической стабильности раствора, подбор
ингибиторов коррозии при
температурах до 200°С, а также получение
надежных данных о термодинамических
свойствах системы Н20—LiCl при
высоких температурах.
Тепло АТН можно подводить от
котельных, которые имеются на
действующих предприятиях. При
проектировании тип теплового насоса следует
выбирать на основании
технико-экономического сопоставления вариантов.
Если сравнивать различные типы
тепловых насосов по энергетическим
показателям, т. е. по расходу
первичного топлива, которое сжигается в
котельной, работающей с АТН, и на
электростанции, снабжающей
электроэнергией компрессионный тепловой
насос, то необходимо ввести величину
30
приведенного коэффициента
трансформации [2]. Он представляет собой
отношение количества полученного
тепла к количеству тепла
израсходованного топлива. Для абсорбционного
насоса при КПД котельного агрегата,
равном 0,85, эта величина составляет
1,4. Компрессионный тепловой насос
(получающий электроэнергию от
современной конденсационной электрической
станции) в соответствии с известными
расчетными зависимостями в
рассматриваемом температурном интервале
характеризуется такой же величиной
приведенного коэффициента
трансформации при разности температур кипения
и конденсации порядка 43—45°С.
Таким образом, при одинаковых
энергетических показателях и охлаждении
низкотемпературного теплоносителя
от 40 до 30°С (как в
вышеприведенном примере) в компрессионном
насосе можно нагреть горячую воду
примерно до 70°С по сравнению с 75°С
для бромистолитиевого агрегата и
83°С для хлористолитиевого.
Следовательно, если в абсорбционных
тепловых насосах, использующих водо-
солевые растворы, реализуется весь
достижимый температурный перепад
между источниками тепла, то по
энергетическим показателям они несколько
превосходят тепловые насосы
компрессионного типа. При малых же
температурных перепадах АТН менее
эффективны. J
Абсорбционные тепловые насосы
могут найти широкое
распространение для утилизации и повышения
потенциала вторичных энергетических
ресурсов, использования тепла
геотермальных источников.
Технико-экономические показатели
теплонасосных систем
теплоснабжения значительно повышаются в случае
одновременной выработки тепла и
холода либо при круглогодичном
использовании холодильного оборудования.
Абсорбционные агрегаты могут
вырабатывать холод, используя тепло от тех
же котельных, которые снабжают
их энергией в зимнее время. Однако
в этом случае должны использоваться
схемы со ступенчатой регенерацией
раствора [3], характеризующиеся
повышенным значением теплового
коэффициента — порядка 1,15. Установки,
работающие по данному принципу,
могут быть релизованы на базе
серийного агрегата АБХА-2500. При этом целе-

сообразно использовать схему с
разделением потока абсорбента [1],
разработанную в Институте технической
теплофизики АН УССР.
Абсорбционный бромистолитиевый
холодильный агрегат с разделением
потоков был испытан на
экспериментальном стенде. Результаты
испытаний подтвердили преимущества
данной схемы по сравнению с
традиционной и позволяют рекомендовать ее для
серийных агрегатов.
Список использованной литературы
1. А. с. № 631760 (СССР).
2. Бадылькес И. С, Данилов Р. А.
Абсорбционные холодильные машины. М.,
Пищевая промышленность, 1966, с. 68—78.
3. Г р о с м а н Э. Р., Ш а в р и н В. С.
Экспериментальное исследование процессов
абсорбционной холодильной установки со
ступенчатой регенерацией раствора,— Холодильная
техника, 1979, № 5, с. 12—16.
УДК 621.575.001.375
ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ РЕЖИМОВ
АБСОРБЦИОННЫХ
БРОМИСТОЛИТИЕВЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
В ЗАВИСИМОСТИ ОТ ПАРАМЕТРОВ
ВНЕШНИХ ИСТОЧНИКОВ
Д-р техн. наук, проф. Л. М. РОЗЕНФЕЛЬД,
канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ
ВНИИхолодмаш
Теплоиспользующие абсорбционные
бромистолитиевые холодильные
машины (АБХМ) получили за последние
годы широкое распространение для
получения сезонного холода в
различных производствах и в системах
технологического и комфортного
кондиционирования воздуха.
В настоящее время НПО «Пенз-
химмаш» изготовлено и поставлено
в различные отрасли народного
хозяйства более 250 таких машин общей
холодопроизводительностью 730 МВт.
Это способствовало внедрению
энергосберегающей технологии,
совершенствованию теплоэнергетического баланса
предприятий, в результате чего
получена значительная экономия топлива
и электроэнергии.
АБХМ применяют на предприятиях
с различными источниками тепла,
системами водоснабжения и
потребителями холода. В этих случаях важно
правильно выбрать исходные парамет-
4. Исследование процессов в
абсорбционных хлористолитиевых холодильных
установках/В. Я. Журавленко, Э. Р. Гросман, А. П. Тка-
чук и др.— В кн.: Тепломассоперенос в
абсорбционных аппаратах. Новосибирск, 1979, с. 10—
13.
5. Использование тепловых насосов для
централизованного теплохладоснабжения
промышленных предприятий / Я. А. Ковылянский,
Б. Н. Громов, В. С. Янков и др.—
Холодильная техника, 1981, № 1, с. 12—15.
6. Розенфельд Л. М., К а р н а у х М. С,
Тимофеевский Л. С. Анализ
результатов промышленных испытаний бромистолитие-
вой абсорбционной холодильной машины.—
Химическое и нефтяное машиностроение,
1966, № 2, с. 1—4.
7. Розенфельд Л. М., Шмуйлов Н. Г.,
3 а ц Б. С. Развитие производства
абсорбционных бромистолитиевых холодильных
машин.— Холодильная техника, 1978, № 8,
с. 10—13.
8. Чернобыльский И. И., К р е м-
н е в О. А., Ча в д а р о в А. С.
Теплоиспользующие установки для кондиционирования
воздуха. Киев, Изд-во АН УССР, 1958,
с. 223—233.
ры внешних источников, на которые
разрабатывается машина, и определить
оптимальный расчетный режим в
зависимости от этих параметров.
В последнее время вопросам
оптимизации холодильных машин, в том
числе абсорбционных, был посвящен
ряд статей [1—4]. Несмотря на разный
подход авторов к определению целевой
функции, во всех случаях в основе
лежит экономическая оптимизация,
определяющая оптимальные
физические параметры, которые
обусловливают минимум приведенных затрат.
Математическая модель такого рода
должна отвечать следующим
требованиям: обеспечивать высокую
адекватность физической модели, содержать
комплекс необходимых ограничений,
что не всегда достигается по ряду
причин. Выбор стоимостных
показателей также не всегда отражает
действительное их сравнительное
соответствие, которое позволяет получить
правильное соотношение
энергетических и капитальных составляющих
затрат. Неточности модели могут
существенно исказить конечный
результат, особенно если взаимное влияние
переменных величин в ней слабое.
Кроме того, стоимостные показатели и
соотношение затрат не являются
постоянными и изменяются как со временем,
так и в зависимости от конкретных
условий изготовления и эксплуатации
оборудования. В этих случаях важно
31

знать характер изменения затрат при
отклонении параметров от
оптимальных значений.
При полной адекватности
математической и физической моделей тем не
менее конечный результат следует
в каждом конкретном случае подробно
анализировать для принятия
окончательного решения. Наиболее наглядно
это показано в работе [1], где, в
частности, показано, что, допуская
увеличение стоимости холода на 3% по
сравнению с минимумом, можно в 2 раза
уменьшить площадь теплообменной
поверхности аппаратов.
В связи с этим там, где это
представляется возможным, целесообразно
проводить оптимизацию на основе
физических параметров.
Ниже рассмотрены условия,
определяющие режим работы
абсорбционных бромистолитиевых машин, и
некоторые особенности их рабочего цикла,
которые позволяют упростить
оптимизацию.
Внешние условия задаются
температурами охлажденной, охлаждающей
и греющей сред. Параметры внешних
источников, которые принимают в
качестве расчетных, устанавливают на
основе обобщения наиболее
характерных параметров тепло-, хладо-,
энергоснабжения предприятий —
потребителей искусственного холода.
За расчетную температуру
охлажденной среды для абсорбционных
бромистолитиевых холодильных машин
принята наиболее характерная температура
охлажденной воды на выходе из исца-
рителя 7°С, используемая в системах
кондиционирования воздуха.
Последние определяют основную потребность
в холоде при данных параметрах. При
этом достигается устойчивая работа
машин в достаточно широком
диапазоне температур охлажденной воды 4—
12°С, обусловленном требованиями
технологии.
Охлаждающей средой
абсорбционных бромистолитиевых машин является
вода из оборотных систем
водоснабжения предприятий. Принятое значение
ее температуры 26°С
преимущественно задается для расчета
технологических систем и позволяет
обеспечить эффективную работу машин как
в летний B8—32°С), так и в осенне-
весенний периоды A8—20°С). Нагрев
воды в абсорберах и конденсаторах
ограничен величиной 10—12°С, об-
32
условленной возможностью отвода
тепла в градирнях.
Греющая среда, используемая для
обогрева генераторов абсорбционных
бромистолитиевых машин,
характеризуется несколькими температурными
уровнями.
Нижний уровень 70—80°С имеют
вторичные источники тепла, а также вода
систем горячего водоснабжения.
Другим характерным источником
тепла являются отборы турбин ТЭЦ
низкого давления (до 0,2 МПа)..
Использование тепла отборов для работы
АБХМ в неотопительный период
способствует летней тепловой загрузке
ТЭЦ и экономии топлива. Это средний
уровень температур, являющийся
расчетным для основного ряда машин,
серийно выпускаемых НПО «Пенз-
химмаш».
Для теплоснабжения многих
предприятий используется тепло от
котельных или отборы турбин ТЭЦ высокого
давления 0,8—1,0 МПа. Эффективное
применение высокотемпературных
источников тепла для производства
холода достигается в цикле со ступенчатой
регенерацией раствора. При этом
можно комплексно вырабатывать холод
и тепло и осуществлять режим
понижающего термотрансформатора.
Таким образом, исходные значения
параметров внешних источников,
принимаемые \ для расчета АБХМ,
вытекают из определенных условий тепло-
и водоабеспечения объектов привязки
машин. В пределах этих параметров
выбирают давление (температуру)
кипения, конденсации и проводят
оптимизацию параметров
термодинамического цикла.
Подход к оптимизации параметров
цикла компрессионных и
абсорбционных холодильных машин имеет
определенные различия.
Увеличение температурного напора
в испарителе и конденсаторе
компрессионных холодильных машин приводит
к уменьшению поверхности этих
аппаратов и сопровождается возрастанием
энергозатрат. С помощью
экономической оптимизации можно определить
условия работы компрессионных
холодильных машин с минимальными
приведенными затратами на
производство холода.
Цикл АБХМ, кроме давлений
кипения и конденсации, ограничен
концентрациями слабого и крепкого раст-

воров. Понижение температуры
кипения приводит к сокращению зоны
дегазации, уменьшению температурного
напора в абсорбере и ограничено
температурой охлаждающей воды.
Повышение температуры кипения вызывает
падение температурного напора в
испарителе и ограничено температурой
охлажденной воды. Такие встречные
процессы предполагают наличие
определенной оптимальной температуры.
На рис. 1 представлена зависимость
изменения удельной поверхности
испарителя и абсорбера АБХМ и их
суммарных значений от температуры
кипения, построенная для концентрации
слабого раствора 56,5%, зоны
дегазации 8%, температуры охлаждающей
воды 25°С (нагрев в абсорбере на
5,6 °С) и охлажденной воды 10°С.
При этом разность температур
раствора на «холодном» конце
теплообменника принимали постоянной.
Понижение температуры кипения в испарителе
и сокращение его поверхности
сопровождается уменьшением
температурного напора в абсорбере и увеличением
поверхности последнего. Суммарная
поверхность этих аппаратов имеет
минимум при определенной
температуре кипения.
Аналогично в блоке
генератор-конденсатор изменение температуры
конденсации ограничено температурами
охлаждающей и греющей сред. Для
соответствующей концентрации
крепкого раствора имеется определенная
температура конденсации,
обеспечивающая минимум суммарной поверхности
аппаратов.
Таким образом, можно построить
ряд кривых для соответствующих
концентраций раствора, имеющих
минимум суммарной поверхности при
определенных температурах кипения и
конденсации.
Показатель энергетической
эффективности — тепловой коэффициент —
связан с разностью концентраций (зо-
Fg + Fg
ол\
FaA
I 0J№\
4^
\
? 0,25
1
\
h*h
\A
\
V
/
n
!
4 6 8 10
Температура нипения t0, °c
Рис. 1. Зависимость удельной поверхности
абсорбера (Fa) и испарителя (F0) от температуры
кипения
ной дегазации). Влияние зоны
дегазации на тепловой коэффициент, а также
изменение материалоемкости машин
при этом представлены в-табл. 1.
В качестве показателя
материалоемкости принята суммарная поверхность
основных теплообменных аппаратов.
Данные табл. 1 относятся к следующим
условиям: температура охлаждающей
воды 25°С (нагрев в аппаратах на
Ю^С), давление насыщенного пара
0,15 МПа.
Как следует из приведенных данных,
величина теплового коэффициента
возрастает с увеличением зоны дегазации
(режим I—III) и при некотором
значении имеет оптимум (режим III).
С увеличением зоны дегазации
возрастает суммарная теплообменная
поверхность. Если минимальное её
значение принять за 100% (режим I ),
то в пределах зоны дегазации, где
тепловой коэффициент повышается,
увеличение теплообменной поверхности
незначительно и не превышает 4%.
Таблица 1
Показатели
Относительная величина
суммарной теплообменной
поверхности, %
Тепловой коэффициент
Характеристика режимов в зависимости от концентрации
крепкого раствора ?г и зоны дегазации Д|
/
(^ = 64-г-64,5%,
А6-4%)
100,0
0,7
//
(?,.=644-64,5%,
А| = 6%)
102,5
0,72
///
A =64-64,5%,
А? = 7,5ч-8%
104,0
Q73 5
IV
(?Г=66%,
Д|=П%)
120,0
0,72
33

При дальнейшем увеличении зоны
дегазации (режим IV) . наблюдается
уменьшение теплового коэффициента
и резкое повышение суммарной тепло-
обменной поверхности. В
практических расчетах и при оптимизации
абсорбционных бромистолитиевых машин
за оптимальный принимают режим,
характеризующийся оптимальным
значением теплового коэффициента и
величиной суммарной теплообменной
поверхности, близкой к минимальной
(режим III). Это характерный случай
двухфакторной оптимизации, где один
из критериев является превалирующим.
Экономическая оптимизация АБХМ,
у которых увеличение
материалоемкости в пределах энергетического оптимума
незначительно, может привести к
меньшей определенности, чем оптимизация
на основе физических параметров.
В ряде статей по оптимизации
режимов работы АБХМ [2—4] предлагается
термоэкономическая модель
абсорбционной бромистолитиевой
холодильной машины, учитывающая
экономические и термодинамические факторы.
Приведенные затраты, входящие в
целевую функцию, выражены в виде
функциональной зависимости от
потока эксергии.
На примере оптимизации АБХМ хо-
лодопроизводительностью 1,163 МВт
по этой модели определены
оптимальные перепады температур в аппаратах,
которые, как утверждается в статье
[4], при сопоставлении с обычно
принимаемыми в процессе
проектирования значениями дают относительную
экономию приведенных затрат 11 —
14%, электроэнергии 10% и
охлаждающей воды 30—35%, но при этом
увеличивают расход тепла на 16—20%.
Одновременно, в зависимости от
стоимости тепла, материалоемкость
уменьшается на 15—25%.
Анализ результатов оптимизации
локазал, что предложенная
термоэкономическая модель не адекватна
физической модели.
В табл. 2 представлены
сравнительные значения температур и
температурных перепадов, полученные с
применением методов термоэкономики,
и проектные параметры в пределах
тех же значений источников греющей,
I охлаждающей и охлаждаемой сред.
Сопоставляются данные, которые по
результатам оптимизации термоэконо-
34
Таблица 2
Показатели
Исходные данные
Температура, °С
греющей среды
охлаждающей воды
объекта охлаждения
Стоимость
тепла,
руб/1000 кВт • ч
электроэнергии,
руб/кВт • ч
охлаждающей воды,
руб/м3
Результаты расчета
Разность температур,
°С
греющего агента и
раствора в конце
процесса в
генераторе
раствора и
охлаждающей воды в
конце абсорбции
воды в конденсаторе
на «холодном»
конце теплообменника
воды в
конденсаторе и абсорбере
хладоносителя
Температурные
перепады, °С
конденсатора
испарителя
генератора
абсорбера
теплообменника
Тепловые нагрузки,
кВт
испарителя
конденсатора
генератора
абсорбера
теплообменника
Коэффициенты
теплопередачи, Вт/(м2• К)
конденсатора
испарителя
генератора
абсорбера
теплообменника
Поверхности
аппаратов, м2
конденсатора
испарителя
генератора
абсорбера
теплообменника
суммарная
Тепловой коэффициент
Расход охлаждающей
воды
Режим I

Данные
термо-
эконо-
мичес-
кого

анализа
Срав-
1 НИ-
тель-
ный


ектный
режим
Режим И

Данные
термо-
эконо-
мичес-
кого

анализа
Срав-
ни-
тель-
ный


ектный
режим
110,8
25,0
15,0
1,55
0,02
0,01
а
9,15
11,09
7,68
34,14
17,38
5,85
4,97
3,90
17,65
7,38
34,77
1,16
1,23
1,77
1,70
0,262
—
—
—
9,3
11,0
7,68
14,0
17,38
5,85
5,64
4,46
16,55
8,44
15,7
1,16
1,23
1,60
1,53
0,547
3,78
0,02
0,01
11,51
8,17
6,18
36,06
13,67
4,85
4,19
4,11
22,71
5,6
39,94
1,16
1,22
1,64
—
—
—
9,8
10,0
6,18
20,0
13,67
4,85
5,85
5,21
17,8
9,2
29,1
1,16
1,23
1,61
1,58 4,54
0,133
0,271
2000
1400
650
600
650
123,7
212,4
154,3
383,9
12,0
886,3
0,65
146
109,0
185,8
148,7
302,1
53,6
799,2
0,72
137
145,0
206,0
111,0
470,0
5,0
997,0
0,70
177
129,5
144,3
128,2
298,5
20,7
721,2
0,73
173

мической модели дали наибольший
эффект. При этом режим I (см. табл. 2)
характеризуется сравнительно низкой
стоимостью тепла, а режим II более
высокими значениями.
На рис. 2, а, б представлены циклы
сопоставляемых режимов в ?,
/-диаграмме. Для обоих циклов приняты
одинаковые перепады охлаждающей
воды в абсорбере и конденсаторе,
значения температур объекта
охлаждения, охлаждающей и греющей сред.
В проектном режиме принята
последовательная подача охлаждающей
воды в абсорбер, а затем в конденсатор.
Как следует из рис. 2, цикл,
построенный по оптимальным данным
термоэкономического анализа, характеризуется
значительными необратимыми
потерями. В теплообменнике растворов
величина недорекуперации составляет
—34—36°С против 14~20°С в
проектных режимах. В генераторе в связи
с более низкими давлениями
конденсации и более высокими концентрациями
крепкого раствора возрастает величина
недовыпаривания раствора. Вместе с
тем работа при более высоких
концентрациях крепкого раствора
характеризуется повышенной опасностью
кристаллизации его в переходных режимах.
Расчет циклов и сопоставление
результатов (см. табл. 2) показывают,
что данные, полученные как
оптимальные на основании
термоэкономического метода, приводят к увеличению
суммарной теплообменной поверхности
в 1,1 —1,4 раза и энергоемкости на
11%. Соответственно будут выше
капитальные и эксплуатационные
составляющие приведенных затрат.
Вместе с тем экономическая
оптимизация может быть использована
для оптимизации режима работы
серийных машин в конкретных системах
тепло- и водоснабжения. В этом
случае абсорбционная бромистолитиевая
холодильная машина рассматривается
как элемент системы с определенными
технико-экономическими показателями
и характеристиками. Экономическая
оптимизация системы: абсорбционная
машина — источник тепловой
энергии — градирня — позволит получить
режим с минимумом приведенных
затрат на выработку холода.
Таким образом, следует разделить
оптимизацию самих машин и
оптимизацию систем, где машины выступают
в качестве одного из элементов.
51 58 6h,5 67
Концентрация ?, %
а
5\5 61,5 61 67
Концентрация ?, %
5
Рис. 2. Сравнительные циклы абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины по
данным термоэкономического анализа B—7—5—4—
—8—2) и проектной проработки B1—7х—5х —
—4х—8х — 2х) при стоимости тепла 1,55 (а) и
3,78 (б) руб/1000 кВт. ч:
2 — слабый раствор на выходе из абсорбера; 4 — крепкий
раствор на выходе из генератора; 5 — слабый раствор в
начале кипения в генераторе; 7 — слабый раствор на выходе из
теплообменника растворов; 8 — крепкий раствор на выходе
из теплообменника растворов; 9 — смешанный раствор в
начале абсорбции; Д?а — недонасыщение раствора в абсорбере;
Д?г — недовыпаривание раствора в генераторе (аналогичные
точки со штрихом даны для проектного варианта)
35

Оптимизацию машин целесообразно
проводить с использованием принципов
многофакторной оптимизации на
основе физических параметров.
Для расчета систем тепло-, водо-,
энергоснабжения с использованием
абсорбционных бромистолитиевых
холодильных или теплонасосных машин
следует применять экономическую
оптимизацию для определения в
конкретном случае наиболее выгодного режима
работы системы.
Список использованной литературы
1. Калнинь И. М., Лебедев А. А.,
Серова С. Л. О выборе параметров холодильных
УДК [621.564.32:621.575] :536.001.5
ИССЛЕДОВАНИЕ
ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ
МНОГОКОМПОНЕНТНЫХ
РАСТВОРОВ
ДЛЯ АБСОРБЦИОННЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
О. А. ПИНЧУК,
д-р техн. наук, проф. И. И. ОРЕХОВ,
С. В. КАРАВАН,
канд. техн. наук Л. С. ТИМОФЕЕВСКИЙ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
В последние годы поиск новых рабочих
веществ для абсорбционных
холодильных машин (АХМ) проводится в
области многокомпонентных растворов.
Практический интерес для
использования в АХМ представляют водные
растворы хлоридов лития и кальция
с добавками [1]. Эти растворы при
массовом соотношении в смеси
LiCl : СаС12= 1,5:4,0 обладают хорошей
растворимостью и низкими давлениями
насыщенных паров воды [10]. При
добавлении в раствор LiCl—СаС12—Н20
небольшого количества ионов NO3 [5] и
Zn2+ [6] наблюдается эффект всалива-
ния, что приводит к еще большей
растворимости солей в воде.
На основании теоретических
расчетов термодинамических свойств
многокомпонентных растворов по
машин на основе оптимизации и анализа
характеристик.— Холодильная техника, 1981,
№ 8, с. 19—25.
2. Оносовский В. В., Баха рев И. Н.,
Крайнев А. А. Термоэкономическая модель
абсорбционной бромистолитиевой холодильной
машины.— В кн.: Машины и аппараты
холодильной, криогенной техники и
кондиционирования воздуха. Л., 1978, с. 20—28.
3. Оносовский В. В., Бахарев И. Н.
Оптимизация режима работы абсорбционной
бромистолитиевой холодильной машины.— В кн.:
Повышение эффективности холодильных
машин. Л., 1980, с. 3—8.
4. Оптимизация режима работы
абсорбционных бромистолитиевых холодильных машин —
важный резерв экономии энергоресурсов /
Е. С. Курылев, В. В. Оносовский, И. Н. Баха- (
рев и др.— Холодильная техника, 1981, № 10,
с. 19—23.
данным для соответствующих би-?
нарных растворов установлено, что
оптимальное массовое соотношение
солей LiCl:CaCl2:Zn(N03J в водном
растворе составляет соответственно
4,2 : 2,7 : 1,0. Над этим раствором
давление насыщенных паров воды
достигает примерно того же значения,
что и над раствором бромистого
лития.
Авторами исследованы
термодинамические свойства (давление
насыщенных паров воды над растворами,
теплота смешения компонентов и
теплоемкость растворов) системы LiCl —
СаС12 — Zn(N03J — Н20 при
указанном соотношении солей и
определена растворимость этой системы в
интервале температур от 5 до 70° С.
Многокомпонентные растворы гото- i
вили из исходных бинарных растворов
с использованием солей марок «ХЧ» и
«ЧДА», которые очищались
многократной перекристаллизацией, и
дистиллированной, воды. Анализы растворов на
ионы Са2+, Zn2+ и С1~ проводили по
известным методикам [4].
Давление рт, кПа, насыщенных
паров воды над растворами измеряли
при температурах 25, 35 и 70° С с
точностью до 1%. Полученные опытные
данные в области массового
содержания от 5 до 60% аппроксимированы
ОТ РЕДАКЦИИ
Задачи многофакторной оптимизации холодильных установок, в частности
абсорбционных,, имеют большое значение для экономии материальных и энергетических ресурсов.
Сложность этих задач обусловливает разнообразие подходов к их решению. В связи с этим
редакция приглашает читателей принять участие в обсуждении вопросов оптимизации
различных холодильных установок на страницах журнала.
^ллллллллллллллллллллллллллл/\ллллл/\/\^^
36

по методу наименьших квадратов на
ЭВМ ЕС-1022 следующей
зависимостью:
PT = Ax+A2l + Ag + AAl\
где Л, =6,47—0,401 (Г—273) + 0,0108G—273J;
А2]= Ю-2 [Ю,323—0,530G-—273) +
+ 0,00564G—273J];
Л3 = —Ю-2[0,859—0,0482(Г—273) +
+ 0,00097G—273) 21;
А4= Ю-4 [0,886—0,0495G—273) +
+ 0,00102G—273J];
? — массовое содержание соли в раство-
ре, %,
7 — температура раствора, К-
Экспериментальные данные,
полученные при температуре 25° С,
сопоставлены с соответствующими данными для
системы LiBr — Н20. Как видно из
таблицы, при одинаковом массовом
содержании соли в растворе давление
насыщенных паров воды над раствором
LiCl — СаС12 — Zn (N03J — Н20 ниже,
чем над раствором LiBr — Н20.
Следовательно, АХМ с предложенным
рабочим веществ'ом может работать при
более низком массовом содержании
солей, чем АХМ с раствором LiBr—
—Н20.
Калорические измерения проведены
при температуре 25° С. Изобарную
теплоемкость с определяли на
калориметре РК-1-020 [3]. Относительная
погрешность измерения не превышала
5%. Экспериментальные данные
приведены в таблице и аппроксимированы
следующим выражением:
ср = 4,18—0,0522^0.5—0,0514? + 0,00353?»*.
Как видно из таблицы, изобарная
теплоемкость предложенного раствора
несколько больше, чем водного
раствора бромистого лития.
Параметр
Давление

насыщенных паров
воды, к Па
Изобарная

теплоемкость,
кДж/(кгХ
хК)
Теплота
смешения,
кДж/кг
Соли
LiCl—
—СаС12—
-Zn(N03J
LiBr
LiCl—
—СаС12—
-Zn(N03J
LiBr
LiCl—
—CaCl2—
-Zn(N03J
LiBr
Массовое содержание соли, %
5
3,05
3,08
3,87
3,95
—37
—29
10
2,92
3,01
3,60
3,71
—72
—57
15
2,75
2,90
3,39
3,49
— 105
—83
20
2,55
2,78
3,20
3,26
— 138
— 108
25
2,20
2,49
3,05
3,24
— 169
— 133
30
1,71
2,25
2,92
2,82
— 198
— 157
35
1,41
1,95
2,79
2,62
—226
— 180
40
0,97
1,58
2,69
2,43
—253
—201
45
0,65
1,18
2,58
2,26
—273
—220
50
0,47
0,76
2,50
2,11
—297
—233
55
0,30
0,40
2,40
1,98
—305
—240
37
Интегральная теплота смешения
qCM [2] определена по известной
методике с помощью
дифференциального калориметра. Полученные данные
описываются зависимостью:
<7СМ = 8,383?0.5__ 12,072^ + 0,713?> А
Теплоемкость твердого абсорбента
рассчитывали по уравнению (91 :
ср = 76 + 36. Ю-з Г.
Растворимость системы LiCl —
— СаС12 — Zn(N03J — Н20
определена с точностью до 3% и
представлена на рис. 1. Установлено, что смеси
солей LiCl — СаС12 растворяются в
воде лучше, чем каждая из солей в
отдельности. Добавление нитрата цинка в
раствор LiCl — СаС12 — Н20 привело к
повышению массового содержания
солей в среднем на 5%.
ч ' Растворимость LiBr в воде на 5 — 7%
выше,, чем растворимость исследуемой
системы, но давление насыщенных
паров воды в зоне рабочих концентраций
для растворов системы LiCl — СаС12—
60
kO
w
о
¦ J
\/
к
/'
У
У
2
/
У
у
У
и 1
5Л
45 50 55 60 65 1,%
Рис. 1. Зависимость содержания ? соли в растворе
от температуры /:
1 Т, UCl ~ Нг°*81: 2 - СаС,2 - нгО[8]; 3 - LiCl-CaCL -
-Н2ОA,6:1,0) [7,10]; 4 - LiCl - CaCl2 - Zn(N03J - Н20
D,2:2,7:1,0); 5 - LiBr - Н20[8]. 2

— Zn(N03J — Н20 и бромистого лития
в воде (см. таблицу) практически
одинаковы.
На основании полученных
экспериментальных данных построена /,
^-диаграмма (рис. 2) и рассчитаны
теоретические циклы АХМ.
Эффективность рабочих веществ
оценивали сопоставлением теоретических
тепловых коэффициентов АХМ,
работающих на различных растворах.
Рассматривали теоретические циклы АХМ
с растворами LiCl — СаС12 —
—Zn(N03J — H?0 и LiBr — H20 с
полной рекуперацией тепла в
теплообменнике растворов при условии
одинаковых температур наружного воздуха.
Температуру охлаждающей воды для
АХМ принимали равной 26° С,
хладагента в испарителе — от 5 до 14° С,
крепкого раствора на выходе из
генератора — от 60 до 75° С. Теоретические
циклы рассчитывали по известным
уравнениям [1].
Как видно из рис. 3, теоретические
тепловые коэффициенты АХМ с
раствором LiCl — СаС12 — Zn(N03J — Н20
выше теоретических тепловых
коэффициентов бромистолитиевой АХМ на
5-6%.
Проведенные исследования показали,
что в области рабочих концентраций
давление насыщенных паров над
предложенным раствором несколько выше,
чем над водным раствором LiBr.
Кроме того, предложенный раствор имеет
более высокие абсолютные значения
теплоты смешения.
Полученные результаты
исследования термодинамических свойств водных
растворов системы LiCl — СаС12 —
Zn(N03J — Н20, а также низкая
стоимость солей (смесь предложенных*
солей дешевле бромистого лития в
5 раз) дают основание считать эти
растворы перспективными для
использования в АХМ.
Список использованной литературы
1. Бадылькес И. С, Данилов Р. Л.
Абсорбционные холодильные машины. М.,
Пищевая промышленность, 1966, 353 с.
2. Кальве Э., Пратт А.
Микрокалориметрия. Л., Мир, 1963, 477 с.
3. Копылов Е. А., Б а ра не н ко А. В.,
Обрезков В. Д. Изобарная теплоемкость
водных растворов некоторых солей
четвертичных аммониевых оснований. — В кн.:
Исследование холодильных машин. Л., 1978, с. 7—10.
4. Крешков А. П. Основы аналитической
химии. Т. 2. М., Химия, 1965, 376 с.
5. О некоторых особенностях термодина-
I, Цж/кг
о W го зо ко so в, %
Рис. 2. Диаграмма концентрация-энтальпия для
раствора LiCl—СаС12—Zn (N03J— H20
г"""" —- *¦""
1^
к^
""^- /
г
5 ю tQ;c
Рис. 3. Зависимость теоретического теплового
коэффициента ?т АХМ от температуры кипения
t0 растворов LiBr—Н20 ( ) и LiCl—СаС12—
—Zn(N03J—Н20( ) при температуре
охлаждающей воды 26°С, температуре на выходе
из генератора:
/ — 60°С; 2 — 65°С; 3 — 70°С; 4 — 75°С
мических свойств раствора бромистого лития/
С. В. Караван, О. А. Пинчук, А. Л. Ишев-
ский и др. — В кн.: Исследование
холодильных машин. Л., 1978, с. 17—22.
6. Патент 1208467 (Англия).
7. Справочник по растворимости солевых
систем. Т. 1, кн. 1. Л., Химия, 1973, с. 55—60.
8. Справочник химика. Т. 3. М.—Л., Химия,
1964, с 188—204.
9. Т е р м ч е с к и е константы неорганических
вещее / Э. В. Брицке, А. Ф. Капустин-
ский, I К. Веселовский и др. М., АН СССР,
1949, 588—983, 989.
10. Фил п п о в В. К., М и х е л ь с о н К. Н. Тер-
модн мическое изучение системы LiCl—
СаС НаО при 25°С и 35°С. — Журнал
неор; шческой химии, 1977, т. XXII, вып. 6,
с. 168U—1694.
38

УДК 621.577-67:637.113
ТЕПЛОХЛАДОСНАБЖЕНИЕ
ЖИВОТНОВОДЧЕСКИХ
ПОМЕЩЕНИЙ НА БАЗЕ
ГЕОТЕРМАЛЬНЫХ ВОД
И. М. ШЛИГЕРСКИЙ, канд. техн. наук
Л. П. РОХЛЕЦОВ
Новосибирский инженерно-строительный
институт им. В. В. Куйбышева
Для комплексного тепло-, хладо- и
водоснабжения животноводческих
помещений в засушливых районах
предложена установка (рис. 1) с
использованием низкоминерализованных
геотермальных вод [1],
В зимнее время вода из скважины 2
поступает в установку тремя потоками.
Два из них направляются в испарители
3 и 9 тепловых насосов / и //.,
охлаждаются и затем по трубопроводу 10
подаются в систему
хозяйственно-питьевого водоснабжения. Третий поток
проходит через конденсатор 8 теплового
насоса // и по трубопроводу 7
поступает в систему горячего водоснабжения.
В испарителе 3 в результате
теплообмена с геотермальными водами
нагревается теплоноситель системы
отопления 6. Его температура повышается
Рис. 1. Установка для тепло-, хладо- и
водоснабжения с использованием
низкоминерализованных геотермальных вод:
/ — тепловой насос, работающий в летний период в режиме
холодильной машины; // — тепловой насос; / — холодильная
камера; 2 — скважина; 3, 9 — испарители; 4, 8 ~
конденсаторы; 5 — пиковый котел; 6 —система отопления; 7 —
трубопровод к системе горячего водоснабжения; 10 — трубопровод
в систему хозяйственно-питьевого водоснабжения- 11 —
трехходовой кран *
далее в конденсаторе 4У а для пикового
догрева используется котел 5.
В летнее время переключением
задвижек вместо испарителя 3 к тепловому
насосу / подсоединяется холодильная
камера /. В ней осуществляется
первичная обработка и хранение молока.
Конденсатор 4 в этом случае
охлаждается частью воды после испарителя Р,
количество которой регулируется с
помощью трехходового крана 11.
Помимо экономии топлива,
достоинствами рассматриваемой установки
являются круглогодичное™ загрузки
оборудования, отсутствие загрязнения
окружающей среды. В работе [2]
показано, что в зимнее время установка
эффективно работает при температуре
геотермальной воды до 40°С.
При расчете летнего режима работы
установки необходимо правильно
определить количественное распределение
поступающей из скважины
геотермальной воды между теплообменными
аппаратами в зависимости от ее
температуры и нагрузки холодильной камеры.
С этой целью запишем уравнения
теплового баланса теплового насоса /
(без учета теплопритока в холодильную
камеру из окружающей среды):
*МСм('н-'к) 0-И/1)=СвСс(/с-/х); A)
теплового баланса теплового насоса //:
(«x+dc)(/1-/s)-(l-l/|i)GP(/r-/|I); B)
баланса воды в установке:
а + Ы-т=1, C)
молока и воды,
где см, св — теплоемкости
кДж/(кг.К);
^м "~ расход охлаждаемого молока, кг/с;
'н» *к — начальная и конечная температура
молока, °С;
е — холодильный коэффициент
холодильной машины;
Gc, Gx, Gr — расход геотермальной воды,
поступающей соответственно на
конденсатор холодильной машины, в
систему хозяйственно-питьевого
водоснабжения и горячего
водоснабжения, кг/с;
'с» *х> 'н> К — температуры воды на выходе из
конденсатора холодильной машины,
подаваемой в систему хозяйственно-
питьевого водоснабжения,
геотермального источника, подаваемой
в систему горячего водоснабжения;
\i — коэффициент преобразования
теплового насоса;
а, Ь,т — доли общего расхода геотермальной
воды из скважины, направляемые
в системы горячего, хозяйственно-
питьевого водоснабжения и в
конденсатор холодильной машины.
Учитывая, что г = \х'—\ (ц' —
коэффициент преобразования холодильной
39

машины), значения р, и е определяем
по эмпирической формуле,
предложенной В. С. Мартыновским [4].
Введем дополнительные обозначения:
k = -
'-к-
D)
E)
где Си — расход геотермальной воды,
поступающей из скважины, кг/с.
Разделив обе части уравнений A) и
B) на величину GH, после
соответствующих преобразований с помощью
формул C), D), E) получим:
A-1/^)(/г-/х)-/и + /х
F)
*('и-'х> + A-1/|0('г-'х) '
С учетом рекомендаций [3, 5]
можно принять:
см/св=0,94; /х=16° С; /г = 55° С;
/н = 36° С; /к = 2° С;
Д/х=10° С; Д/ = 5° С,
где Д/ч — разность между температурами/к и
кипения хладагента, ° С;
Д/ — разность между температурами
конденсации и выходящей из
конденсатора воды, а также между
температурой воды на выходе из
испарителя теплового насоса и
температурой кипения хладагента, ° С.
Задаваясь значениями 20°С</И<
<40° С, построили графики
зависимости т=/(&), а также d = f(tc, е) при
найденных значениях т (рис. 2).
Обычно известны расход
геотермальной воды, поступающей из скважины,
ее температура, требуемое соотношение
расходов в системах горячего и
хозяйственно-питьевого водоснабжения,
нагрузка холодильной камеры.
С помощью рис. 2 и формул C),
D) можно определить распределение
расхода геотермальной воды между
теплообменными аппаратами,
эффективность цикла холодильной машины
и температуру воды, выходящей из
конденсатора . Эти данные необходимы
для полного расчета летнего режима
работы установки.
Рис. 2. Номограмма для расчета летнего режима
работы установки:
/ — /С = 20°С; е = 5,7; 2 — /С = 25°С; е=4,9; 3 — tc = 30°C;
е = 4,3; 4 — /C = 35°C; e
$.8; 5 ¦
*С = 40°С;
= 3,4
Пример. Известны: *и = 25° С; d = 0,05; /г =0,5.
Необходимо определить m, /c, е, b, а.
Решение. По рис. 2 находим (показано
пунктиром): т=0,2; /С = 25°С; е = 4,9. Затем по
зависимостям C) и D) определяем: 6=0,53; а = 0,27
Список использованной литературы
1. А. с.^823762 (СССР).
2. Завадский В. В. Анализ рабочих
параметров установки для тепло-, водо- и хладо-
снабжения. — Холодильная техника, 1978,
№ 3, с. 18—21.
3. К о м а р о в Н. С. Справочник
холодильщика. М., Машгиз, 1962, 419 с.
4. Мартыновский В. С. Циклы, схемы и
характеристики термотрансформаторов. М.,
Энергия, 1979, 286 с.
5. Общесоюзные нормы технологического
проектирования предприятий крупного
рогатого скота, ОНТП4—77, М., Минсельхоз,
1977.
40

О путях применения
гелиотеплонасосных систем
УДК 621.577-67 ~~
КОМПЛЕКСНОЕ ИСПОЛЬЗОВАНИЕ
ТЕПЛА МОРСКОЙ ВОДЫ И
СОЛНЕЧНОЙ ЭНЕРГИИ
В СИСТЕМЕ
ТЕПЛОХЛАДОСНАБЖЕНИЯ
Канд. техн. наук В. Ф. ГЕРШКОВИЧ,
И. П. ТЕЛЕГИНА
Киевский зональный научно-исследовательский
институт экспериментального
проектирования
Для объектов, расположенных на
побережье Черного моря, перспективно
использование тепла морской воды с
его преобразованием в тепловых
насосах [1, 2]. В то же время
эффективность тепловых насосов может быть
существенно повышена за счет
использования солнечной энергии. Примером
комплексного применения различных
видов низкопотенциальной энергии и
тепловых отходов в системе тепло-
хладоснабжения могут служить
технические решения, принятые в проекте
реконструкции и расширения санатория
«Карасан» в Алуште. Предусмотрено
строительство многоэтажного
спального корпуса на 500 мест с
помещениями для лечения,
лечебно-плавательным бассейном, столовой и клубом.
На рисунке представлена
принципиальная схема системы теплохладо-
снабжения. Источниками энергии
являются теплр морской воды, энергия
солнца и вторичные тепловые ресурсы.
Преобразователями энергии служат
тепловые насосы 2 и гелиокотел /.
Потребители тепловой энергии —
системы отопления 6, вентиляции и
кондиционирования воздуха 7, горячего
водоснабжения 5 и
лечебно-плавательный бассейн 8. В системе имеются
также резервуар для накопления горячей
воды 4, теплообменники, насосы и
регулирующая арматура.
В качестве теплонасосных установок
(ТНУ) использованы компрессорные
холодильные машины МКТ220-2-1,
которые летом работают по обычному
холодильному циклу в режимах
кондиционирования воздуха, а зимний и
переходной периоды — по теплонасосно-
му. Для перехода с холодильного на
теплонасосный цикл и наоборот
переключаются потоки теплоносителя, в то
время как хладагент циркулирует без
изменений.
Схема системы теплохладоснабжения:
/ — гелиокотел; 2 — тепловой насос; 3 — подвод
водопроводной воды; 4 — резервуар для накопления горячей
воды; 5 — система горячего водоснабжения; 6 — потолочно-
напольная система отопления; 7 — системы вентиляции и
кондиционирования воздуха; 8 — лечебно-плавательный
бассейн
Холодильные машины сгруппированы
в три теплонасосные установки, первая
(ТНУ-1) предназначена для
теплоснабжения систем отопления, вентиляции и
кондиционирования воздуха, вторая
(ТНУ-2) — системы горячего
водоснабжения, третья (ТНУ-3) —
подогрева воды в плавательном бассейне.
Морская вода использована в
качестве источника тепла низкого
потенциала, а также для лечебных целей.
Она поступает через водозабор
расчетной производительностью 400 м3/ч. При
перепаде температур 5°С (с 7 до 2°С)
в зимнем режиме это дает 2320 кВт
B Гкал/ч) тепла на
низкотемпературной стороне тепловых насосов. В
летнее время через водозабор вода будет
подаваться на охлаждение
конденсаторов машин, работающих в системе
хладоснабжения кондиционеров.
Водозабор обеспечит подачу морской воды с
глубины около 20 м из зоны,
расположенной в 500 м от берега. Сброс
воды, охлажденной в тепловых
насосах, предусмотрен через глубоководный
выпуск на расстоянии 100 м от беоега.
Приемником солнечной энергии
служит гелиокотел из плоских стальных
отопительных приборов, обращенных
зачерненной стороной к солнцу и
огражденных от наружного воздуха остекле-
41

нием, а от воздуха помещений —
тепловой изоляцией. Поверхность гелио-
котла наклонена к горизонту под углом
45°. В нем в летнее время
теплоноситель, используемый для горячего
водоснабжения, подогревается до 50°С. В
переходный период этот теплоноситель
из вторичного контура гелиосистемы
будет подаваться в испарители ТНУ.
Для теплоснабжения санатория
предусмотрен низкотемпературный D5—
40°С) теплоноситель, который подается
в систему потолочно-напольного
отопления, выполненную из полиэтиленовых
труб, замоноличенных в перекрытиях.
Воздухоподогреватели систем
кондиционирования воздуха и вентиляции
рассчитаны на питание теплоносителем с
температурами 45—25°С. В летнее
время они выполняют функции
поверхностных воздухоохладителей.
Тепло воздуха, выбрасываемого
вытяжной вентиляцией из горячего цеха
пищеблока, с помощью
промежуточного теплоносителя передается воздуху,
подаваемому в этот же цех/ Тепло,
содержащееся в воде, удаляемой из
лечебно-плавательного бассейна, в
теплообменниках передается свежей морской
воде, направляемой в бассейн.
Теплопроизводительность систем
отопления и вентиляции в расчетных
условиях обеспечивается одновременной
работой трех холодильных машин.
Предусмотрено последовательное
.соединение конденсаторов по
теплоносителю и испарителей по охлаждаемой
морской воде, что обеспечит работу теп-
Показатели
Источник тепла
Температура, °С, теплоносителя
в испарителе
на входе
на выходе
в конденсаторе
на входе
на выходе
Холодопроизводительность, кВт
Эффективная мощность, кВт
Теплопроизводительность, кВт
Коэффициент преобразования
лонасосного комплекса с более
высоким, чем при параллельном соединении,
общим коэффициентом преобразования.
Таким же образом соединены агрегаты,
являющиеся источником тепла для
системы горячего водоснабжения. В
результате последовательного соединения
аппаратов подогрев и охлаждение воды
происходят двумя или тремя ступенями.
В таблице представлены основные
расчетные показатели теплонасосных
установок с учетом подогрева и
охлаждения воды по ступеням.
Система теплоснабжения
оборудована приборами автоматического
управления и регулирования. При
повышении температуры воздуха в
отапливаемых помещениях до значений,
превышающих нормативные, а также при
отключении части потребителей, например
вентиляционных систем, автоматически
выключаются одна или две машины
при соответствующем переключении
потоков тепло- и хладоносителей через
аппараты.
Аналогичное решение принято для
тепловых насосов, работающих на
систему горячего водоснабжения. Кроме
того, предусмотрено автоматическое
включение гелиокотла в
низкотемпературный контур ТНУ при воздействии
солнечной радиации на его
поверхность. В летнее время вторичный
контур гелиокотла связан непосредственно
с накопителем тепла и работа
тепловых насосов в теплый период года "в
условиях Крыма может быть
ограничена несколькими десятками часов. В свя-
Режим
Расчетный зимний
и вентиляции
III

ступень
1 п

ступень
I

ступень
Море
7,0
5,5
40,0
45,0
374
104
478
4,57
5,5
4,0
35,0
40,0
353
88
441
5,01
4,0
2,5
30,0
35,0
323
73
396
5,45
Горячего водоснабжения
зимний
II

ступень
I

ступень
Море
7,0
5,0
28,0
45,0
440
112
552
4,94
5,0
3,0
10,0
28,0
420
74
494
6,68
летний
Солнце
25,0
20,0
15,0
45,0
675
122
797
6,70

Теплоснабжения
бассейна

Сбросные
ВОДЫ
14,0
2,0
19,0
35,0
375
80
455
5,74
V 42

зи с недостаточной для систем
горячего водоснабжения температурой
воды, которая подогревается с помощью
тепловых насосов или гелиокотла
D5°С), в пищеблоке санатория
установлено технологическое оборудование
с электроподогревом для мытья
посуды.
Производительность теплойасосной
установки лечебно-плавательного
бассейна рассчитана на режимы
эксплуатации и наполнения. В последнем
режиме при отсутствии отработанной
воды в качестве источника тепла может
быть применена морская вода.
В результате комплексного
использования энергии доля электроэнергии,
потребляемой объектом за год, согласно
расчету, не превысит 13%. При этом
более двух третей F7,5%) составит
тепло морской воды, 9,5% — энергия
солнца и около 10% — вторичные
тепловые энергоресурсы. Основные
технике экономические показатели систем
представлены ниже:
УДК 621.577-67
ГЕЛИОТЕПЛОНАСОСНАЯ
СИСТЕМА
ТЕПЛОХЛ АДОСН А&ЖЕН ИЯ
Г. И. ДАРЧИЯ, проф. Г. В. РАТИ АН И,
канд. техн. наук Р. К. ХУНЦАРИЯ
Грузинский политехнический институт
им. В. И. Ленина
Н. М. УНГИАДЗЕ
Грузгипрогорстрой
Актуальной задачей сегодняшнего дня
является всемерная экономия топливно-
энергетических ресурсов. Большое
количество топлива расходуется на
отопление и горячее водоснабжение жилых
и общественных зданий, поэтому так
важен выбор наиболее экономичных
систем их теплоснабжения.
В условиях Грузии — большое
количество ясных солнечных дней зимой и
довольно жаркое лето — для
теплоснабжения зданий, расположенных на
Черноморском побережье, выгодно
использовать тепло моря и солнечную
энергию. Для этого целесообразно
совместить работу теплонасосных и гелио-
водонагревательных установок.
Солнечное излучение как источник
высокотемпературного тепла для
теплового насоса способствует повышению
Выработка тепла, МВт • ч 5750
Установленная мощность приводов
тепловых насосов, кВт 792
Расход морской воды, подаваемой на
тепловые насосы, м3/ч 400
Поверхность гелиокотла, м2 910
Расход электроэнергии на выработку
тепла, МВт • ч/год 839
Экономия электроэнергии по сравнению с
вариантом электротеплоснабжения,
МВт • ч/год 4860
Экономия условного топлива, т/год, по
сравнению с вариантом
электротеплоснабжения 1650
теплоснабжения от котельной 702
Строительство санаторного корпуса с
комплексной системой теплохладоснаб-
жения начнется в 1983 г.
Список использованной литературы
1. Гомелаури В. И., В ез и р и ш в и л и О. Ш.
Теплонасосная установка для теплохладоснаб-
жения курзала в Пицунде. — Холодильная
техника, 1977, № 10, с. 43—46.
2. Перспективы применения
теплонасосных установок на курортах Черноморского
побережья / В. И. Гомелаури, О. Ш. Вези-
ришвили, В. Г. Абрамова и др. —
Холодильная техника, 1979, № 7, с. 15—18.
его коэффициента преобразования. В то
же время в совмещенной системе, по
сравнению с солнечной системой
отопления без теплового насоса,
существенно повышается эффективность и
мощность гелиоводонагревателя.
Эксперименты, проведенные в
Институте энергетики АН Грузинской ССР*,
показали, что КПД гелиоустановки
при работе ее с тепловым
насосом на 10—15% выше, чем при
работе без теплового насоса. В этих
экспериментах за отопительный сезон
коэффициент преобразования теплового
насоса колебался от 3,5 до 9, а
средний коэффициент был равен 5. Такие
высокие коэффициенты
преобразования, а также возможность использовать
совмещенную установку в летнее время
для кондиционирования воздуха в
помещениях дают основание считать ее
весьма перспективной для условий
Грузии.
* Ратиани Г. В., Хунцария Р. К.,
Туркестанишвили О. А.
Экспериментальное исследование совместной работы теплового
насоса и солнечной установки. — Труды Институ-\
та энергетики АН Грузинской ССР, т. XII,*
1960, с. 185—196.
43

Грузгипрогорстрой и кафедра тепло-
газоснабжения и вентиляции
Грузинского политехнического института
предложили комбинированную систему теп-
лохладоснабжения (см. рисунок) для
дома отдыха на 300 мест в Пицунде.
Круглогодичное кондиционирование
воздуха во всех помещениях, а также
подогрев морской воды в бассейне
предусматриваются гелиотеплонасосной
установкой.
Дом отдыха состоит из высотного
спального корпуса и одноэтажной
постройки, в которой расположены
крытый плавательный бассейн, вестибюль,
столовая, кинозал и ряд других
помещений.
Для всех помещений дома отдыха
выбрана воздушная система отопления
и охлаждения с местными
вентиляторными конвекторами.
Расчетные тепловые нагрузки
составляют: на отопление и вентиляцию
580 кВт, на горячее водоснабжение
186 кВт, на подогрев морской воды
в плавательном бассейне 700 кВт.
Зимой в ясные и полуясные дни
происходит зарядка теплового
аккумулятора от гелиоустановки,
представляющей собой гелиоколлектор типа
«горячий ящик». Вода с температурой 20—
30°С из аккумулятора насосами
подается в испаритель теплового насоса, где
охлаждается на 4—5°С, а затем
возвращается в теплый отсек аккумулятора.
Нагретая в конденсаторе вода с
температурой 45—50°С поступает либо' в
местные вентиляторные конвекторы,
либо в теплообменники для нагрева
морской воды плавательного бассейна. Для
горячего водоснабжения предусмотрена
отдельная система нагрева воды.
В пасмурные дни и ночью
низкопотенциальным источником тепла служит
морская вода. Зимой она насосами
подается в испарители,где отдав тепло,
охлаждается, после чего сбрасывается
в море, а летом используется для
отвода тепла в конденсаторе.
Как показали расчеты, теплонасосная
установка, работающая на
низкопотенциальном тепле от гелиоустановки с
площадью поверхности 10 000 м2, в
расчетном режиме имеет высокий
коэффициент преобразования (в среднем 7).
Суммарная нагрузка на 80%
покрывается солнечной энергией.
Из-за ограниченных размеров
участка под здание дома отдыха соответст-
Принципиальная схема гелиотеплонасосной
системы теплохладоснабжения дома отдыха в
Пицунде:
/ — гелиоколлектор; 2,3 — тепловые насосы; 4 —
бак-аккумулятор
венно ограничивается и площадь
поверхности нагрева гелиоколлектора.
При разработке различных вариантов
компоновки теплового насоса с гелио-
коллектором площадь поверхности
последнего варьировали от 2 до 6 тыс. м2.
В связи с этим предлагается
следующая система теплоснабжения: горячее
водоснабжение и частично подогрев
морской воды для бассейна
обеспечиваются гелиотеплонасосной установкой,
а отопление — теплонасосной
установкой, работающей на морской воде. Во
всех вариантах предусмотрено летнее
кондиционирование воздуха.
Для покрытия тепловых и
холодильных нагрузок предполагается
установить три холодильные машины
МКТ350-2-1 и одну ХМ-ФУУ 8/1.
В табл. 1 сопоставляется
энергоэкономическая эффективность
гелиотеплонасосной системы (ТН + ГУ) с разной
площадью поверхности
гелиоколлектора FrKi системы кондиционирования
воздуха летом и электроотопления
зимой (электрокотел4-СКВ) и системы
отопления и кондиционирования
воздуха с помощью теплового насоса (ТН),
работающего на морской воде. Расход
электроэнергии на летнее
кондиционирование воздуха не учитывается, так
как он одинаков для всех
сравниваемых вариантов.
Приведенные затраты по
сравниваемым вариантам даны в табл. 2. В
капитальных затратах не учтена
стоимость оборудования, одинакового для
врех вариантов. Эксплуатационные
расходы включают амортизационные
отчисления и отчисления на текущий
44

Таблица 1
Годовой расход электроэнергии, тыс. кВт • ч, для сравниваемых вариантов
Виды нагрузки
Отопление
и
вентиляция
Горячее

водоснабжение и
бассейн

Электрокотел
ТН на
морской
воде

Электрокотел .,
ТН + ГУ
ТН на
морской
воде
Всего
Суммарный расход
Вклад к солнечной
энергии (% к
суммарной нагрузке)
/
Электро-
котел +
+ СКВ
1056
2909
—
2909
3965
2
ТН
—
330
—
—
909
909
1239
3
ТН + ГУ
= 20(^0 м2
—
330
—
138
533
671
1001
1065 B7%)
4
ТН + ГУ
=зоо м2
—
330
—
207
398
605
935
1428 C6%)
5
ТН + ГУ
= 4ббо"м2
—
330
—
275
251
526
856
1789 D5%)
6
ТН + ГУ
= 5Eбо м2
—
330
—
246
167
413
743
2124 E4%)
7
ТН+ГУ
= б<5бо м2
—
330
—
260
86
346
676
2356 E9%)
-Таблица 2
Показатели
Капитальные затраты,
тыс. руб.,
в том числе на:
электрокотельную
холодильную
станцию
теплонасосную
установку
подстанцию и cefb
морской водозабор
насосы
теплообменники
гелиоколлектор
аккумулятор
арматуру, трубы,
изоляцию,
автоматику и монтаж
Капитальные затраты
с учетом плановых
накоплений и накладных
расходов, тыс. руб.
Эксплуатационные
расходы, тыс. руб.
Приведенные затраты,
гыс. руб/год
/

Электрокотел +
+ СКВ
170,1
11,8
56,0
—
66,5
18,0
1,2
3,6
—
—
13,0
207,7
82,0
113,2
2
ТН
162,2
—
—
89,6
22,9
21,6
2,4
4,8
—•
3,0
17,9
197,4
51,0
80,6
3
ТН + ГУ
= 2<5б0 м2
181,9
—
—
89,6
22,9
21,6
3,0
4,8
20,0
3,0
17,0
224,9
50,7
84,4
Сравниваемые
4
ТН + ГУ
= зббо м2
195,8
—-
—
89,6
22,9
21,6
3,0
4,8
30,0
3,0
20,9
238,3
51,9
87,6
1
варианты
5
ТН + ГУ 1
= 4E5о~м2
206,8
—
—
89,6
22,9
21,6
3,0
4,8
40,0
3,0
21,9
251,7
52,9
90,7
6
ТН+ГУ
/ггк =
= 5000 м2
217,8
¦—
—
89,6
22,9
21,6
3,0
4,8
50,0
3,0
22,9
265,0
53,7
93,5
7
ТН+ГУ
= б66о м2
228,8
—
—
89,6
22,9
21,6
3,0
4,8
60,0
3,0
23,9
278,4
54,6
96,4
ремонт, заработную плату обслужлва- 4 можно считать равноэкономичными
ющего персонала, энергетические зат- ему, так как разница в приведенных
раты на выработку тепла и холода. затратах не превышает 5—8%.
Как видно из табл. 2, наиболее Вместе с тем при реализации вариан-
экономичен вариант 2. Ваоианты 3 и та 4 будет достигаться экономия
45

электроэнергии в размере 300 тыс.
кВт • ч, что при тарифе 5 коп/ (кВт • ч)
(для курорта Пицунда) даст экономию
порядка 15 тыс. руб. в год. Вариант
4 выбран для реализации.
Таким образом, сопоставление раз-
УДК 621.577-67
АНАЛИЗ РАБОТЫ ГЕЛИОСИСТЕМЫ
С ТЕПЛОНАСОСНОЙ УСТАНОВКОЙ
Канд. техн. наук В. Н. ПОНОМАРЕВ,
А. И. ТЮТЮННИКОВ, В. Ю. МОСЯГИН
Ленинградское высшее военное инженерное
строительное училище им. генерала армии А. Н. Ко-
маровского
Исходя из задачи всемерной
экономии топливно-энергетических ресурсов
перспективным следует считать
создание гелиосистем с теплонасосными
установками (ТНУ) [6]. При их разработке
возникает необходимость поиска
оптимальных режимов, соотношения
площадей гелиоприемников и мощности ТНУ.
Оптимизация режимов работы
гелиосистемы с ТНУ (рис. 1) возможна путем
построения и исследования моделей
функционирования элементов и целевой
функции системы в целом.
В работе [5] показано, что для ряда
однотипных унифицированных
холодильных машин при решении
оптимизационных задач целесообразно
использовать характеристики: действительную
объемную холодопроизводительность
qVR и холодильный коэффициент геУ
которые для каждого хладагента
являются функцией температур кипения /0 и
конденсации tK:
qVR=Xqv = %-° =f(t0, /K); A)
v h
*e=W -Wo. *к>. B)
где к — коэффициент подачи;
qv — объемная холодопроизводительность;
Q0 — холодопроизводительность;
Vh — объем, описываемый поршнем;
Nе — эффективная мощность.
6 6 8 7
Рис. 1. Принципиальная схема гелиосистемы
с ТНУ:
/ — гелиоприемник; 2 — бак-аккумулятор; 3 — испаритель;
4 — терморегулирующий вентиль; 5 — конденсатор;
6 — насосы; 7 — пиковый подогреватель; 8 — компрессор
tных вариантов теплохладоснабжения
'по энергетическим и экономическим
показателям выявило перспективность
применения гелиотеплонасосных
установок на черноморских курортах
Грузии.
Сочетание двух характеристик ге и
qVA полностью определяет
геометрические и энергетические параметры
холодильной машины.
Для ТНУ можно использовать
зависимости
V = ^° = ^т Ее %. C)
"НН^гйг- <4)
где QT — теплопроизводительность ТНУ.
Приведенные в работе [5] графики
функций A) и B) ограничены двумя
хладагентами и узким диапазоном
изменения температур /0 и tK. Наличие
достаточно адекватной математической
модели [4] дает возможность
исследования и получения характеристик
холодильных компрессоров в широком
диапазоне изменения режимов работы
и при использовании различных
хладагентов.
С помощью модели [4] для
хладагентов R12, R142 и R12B1 рассчитаны
значения ге и qVR (рис. 2). На основе
метода множественной регрессии [1]
по расчетным данным в исследуемом
диапазоне t0 и tK получены зависимости
вида:
b,=^o+Vo+MoUV! + W!UMk- F)
где aif bt — индивидуальные коэффициенты для
данного хладагента.
Холодо- и теплопроизводительность
определяют по выражениям:
Qo = qv*Vh; G)
Qt-Qo+K-1v*Vh A + -Ч. (8)
В математическую модель системы
входят также уравнения характеристик
испарителя и конденсатора ТНУ и ге-
лиоприемника:
Ои=^и('а-'о) [i-exp (—%7") 1 : О)
Qk=^k('k1-'k) [l-exp (—^-) ] ;(Ю)
п =F *-«-У,М* + 0', A1)
Vrn ггп j b+k UW
1 ISL
F' 2gcp
46

f w кДж/м3
hO00\
30001
Рис. 2. Зависимость холодильного коэффициента
ее(а) и действительной объемной холодопроиз-
водительности qVAF) от температуры кипения t0
при различных температурах кондесации /к для
компрессоров типа П110, работающих на хлада*
гентах R12, R142 и R12B1
где W„ WK
*п> 'вЬ 'uli • н
водяные эквиваленты
теплоносителя в
испарителе и конденсаторе;
температуры
теплоносителя в аккумуляторе,
на входе в конденсатор,
на входе в испаритель
и наружного воздуха;
kw kK, krn — коэффициенты
теплопередачи в испарителе,
конденсаторе и тепло-
потерь через нижнюю
и боковую поверхности
гелиоприемника;
FH, FK, Frn — площади поверхности
испарителя,
конденсатора и гелиоприемника;
F' — эффективность
гелиоприемника [3];
5 — плотность поглощенной
радиации;
a = f{t[{4 ш),
Ь=/(/н, ш) — индивидуальные
коэффициенты в уравнении
теплопотерь
гелиоприемника;
w — скорость ветра;
g — удельный расход
теплоносителя в гелио-
приемнике;
ср—теплоемкость
теплоносителя.
Уравнение A1) получено для
линейной зависимости теплопотерь
гелиоприемника от температуры его тепловос-
принимающей поверхности tn:
qJU = a + b(tn-tu) A2)
Для функционирования
рассматриваемых установок, как правило,
необходимы аккумуляторы тепла. Изменение
температурного состояния
теплоносителя в n-секционном аккумуляторе во
времени т с учетом стратификации
описывается системой уравнений:
^'^ё—Qm
dx
-QTn/, i-lf... л A3)
где Vr
t,-
объем i-й секции аккумулятора;
температура теплоносителя в /-й
секции аккумулятора;
<2ГШ- и QHi—потоки тепла, поступающего в i-ю
секцию от гелиоприемника и
отводимого от нее к испарителю ТНУ;
Qmi — теплопотери в i-й секции
аккумулятора.
Теплопроизводительность системы и
расход электроэнергии рассчитывают
по средним статистическим данным о
солнечной радиации [2], облачности,
скорости ветра и температуре
наружного воздуха [7] для каждого месяца.
Плотность прямой и диффузной
радиации определяют по методике [3].
Приведенные зависимости позволяют
проводить технико-экономический
анализ системы. За критерий
эффективности принимается минимум
приведенных затрат на гелиосистему с ТНУ, т. е.
я = /7гп+/7тну.
Затраты на электроэнергию входят
в приведенные затраты на ТНУ.
Затраты энергии на перекачку теплоносителя
не учитываются, так как они малы по
47

сравнению с затратами энергии на
привод компрессора ТНУ.
Результаты оптимизационных
расчетов гелиосистемы с ТНУ для горячего
водоснабжения зданий в районе
Ташкента при различной стоимости гелио-
приемников и электроэнергии
приведены на рис. 3.
Оптимальные температуры кипения
находятся в диапазоне 5—20°С.
Целевая функция в области минимума имеет
пологий характер, изменяясь в пределах
5—7%. Увеличение стоимости
электроэнергии с 1 до 3 коп/(кВт- ч) вызывает
смещение оптимума в сторону высоких
температур кипения. В этой области,
нерасчетной и малоисследованной для
серийного холодильного оборудования,
наблюдается существенное увеличение
потерь мощности в клапанах
компрессора ТНУ.
Так, для /0 = 20-^30°С и /К=60°С при
работе компрессора типа Ш 10 на
хладагенте R12 потери мощности в клапанах
составляют ДЛ^к = 23ч-30% от
эффективной мощности (в режиме /0 = 0°С
ДЛГК = 15%).
Пологий характер целевой функции
в области минимума позволяет
изменять расчетную температуру кипения
в целях выбора оборудования,
работающего в оптимальных режимах.
На рис. 4 приведена зависимость
оптимальных удельных значений
площади поверхности гелиоприемника и
объема, описанного поршнем
компрессора ТНУ, от стоимости электроэнергии.
Подобные графики могут быть
построены для любого климатического района.
С их помощью, зная стоимость
электроэнергии и гелиоприемников, можно
определить оптимальные соотношения
конструктивных характеристик
гелиоприемника и ТНУ.
Важным показателем является
себестоимость выработанного тепла.
Ниже для сравнения приводится
себестоимость выработанного тепла,
руб/ГДж, при работе от разных
источников энергии:
Районная котельная [8] 2—3
Гелиосистема с ТНУ
для отопления 2,9—5,8
для горячего водоснабжения 0,8—1,3,
Как показывают приведенные
данные, даже при современном уровне цен
на топливо, гелиосистема с ТНУ
конкурентоспособна с традиционным
источником тепла. При возрастании цен на
П, руд/кВт
10
60
50
30
20
10
>^
*\
J^
Лу
/N*
h
/
^2
/3
Пт
П
7>
9
V
ю о ю 20 t0;c
Рис. 3. Зависимость удельных приведенных затрат
Я на гелиосистему с ТНУ для горячего
водоснабжения от температуры кипения /0 при
различной стоимости электроэнергии и
гелиоприемников:
1,2,3 — П при //гп=30 руб./м2 и //э„ = 3; 2; 1 коп/(кВт • ч);
4, 5, 6 — Ятнупри Цэл = 3; 2; ! коп/(кВт . ч); 7, 8, 9 — /7ГП
при Цгп = 30, 25, 20 руб/м2
\,ф8п)/гпУ/нВт
1,5
1,0
0,5
6,0
'5,5
Г 5>°
V
^vr
\/3
\ А
>
?гп t
1,5
15 Ц9Л,коп/Шп)
Рис. 4. Зависимость удельных оптимальных
значений площади гелиоприемника Frn и объема,
описанного поршнем компрессора ТНУ, Vh от
стоимости электроэнергии Цэл:
1,2, 3 — соответственно Цэл = 30; 25; 20 руб/м2
топливо и снижении стоимости
гелиоприемников экономический эффект
будет увеличиваться.
48

В летний период ТНУ практически
не работает, за исключением
пасмурных дней, и может быть использована
для выработки холода. Это также будет
способствовать повышению
экономического эффекта.
Таким образом, использование теп-
лонасосных установок в гелиосистемах
и их комплексная оптимизация
улучшают технико-экономические
показатели гелиосистем и обеспечивают
народнохозяйственный эффект.
Список использованной литературы
1. Аверьянов В. К., Быков СИ!
Вероятностно-статистическое описание режима
работы системы теплоснабжения. — Изв. вузов.
Сер. Энергетика, 1979, № 11, с. 55—60.
ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1)879201 B1) 2863082/28-13 B2) 02.01.80
3E1) F25 D21/02 E3) 621.57.048 G2) Ю.И.
Колотим, А. В. Гущин, В. П. Мазлов, Н. Л. Максю-
та G1) Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ УПРАВЛЕНИЯ
ПРОЦЕССОМ ОТТАИВАНИЯ
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛЯ, содержащее датчик,
чувствительный элемент и переключатель, состоящий из
магнитоуправляемого контакта и постоянного
магнита, отличающееся тем, что, с целью
повышения точности и надежности работы,
датчик выполнен в виде инжекционной трубки,
изогнутой под прямым углом и установленной
так, что одно колено трубки параллельно оси
вентилятора воздухоохладителя, при этом
чувствительный элемент представляет собой
подпружиненный клапан, расположенный в другом
колене трубки, а постоянный магнит закреплен
на этом клапане.
A1) 879198 F1) 741021 B1) 2740022/23-06
B2) 16.03.79 3E1) F25 В 19/04 E3) 621.565.58
G2) А. И. Абросимов, М. А. Косоротов
E4) E7) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ
ТЕПЛОВЫДЕЛЯЮЩЕЙ АППАРАТУРЫ по
авт. св. № 741021, отличающееся тем, что,
с целью повышения механической прочности,
стакан жестко присоединен к стенкам корпуса
и снабжен пазами, выполненными в зоне
перфораций его стенок.
2. Барашкова Е. П. Радиационный режим
территории СССР. Л., Гидрометеоиздат, 1961,
527 с.
3. Даффи Д., Бекмеи У. Тепловые
процессы с использованием солнечной энергии.
М., Мир, 1977, с. 65—72, 159—166.
4. Петриченко Р. М., Пономарев В. Н.
Исследование холодильных компрессоров с
помощью математической модели. — Труды
НКИ, 1979, вып. 150, с. 32—39.
5. Р ы м к е в и ч А. А., Б а р с к и й М. А.
Технико-экономическое обоснование выбора
источника холодоснабжения для
кондиционирования воздуха. — Холодильная техника,
1966, № 9, с. 22—26.
6. Смирнов С. И., Трошин А. С.
Разработка комбинированной системы солнечного
теплоснабжения с тепловым насосом в условиях
Крыма. — Гелиотехника, 1980, № 1, с. 75—79.
7. Справочник по климату СССР. Л.,
Гидрометеоиздат, 1966, вып. 19, ч. II, III, V.
8. Шмидт В. А. Теплоснабжение городов.
М., Стройиздат, 1976, с. 232—234.
A1) 879202 B1) 2878376/23 06 B2) 28.01.80
3E1) F25 В 29/00; F 25 В 15/06 E3) 621.575
G2) Г. В. Курилов, С. И. Пыжов, А. А. Ворона,
С. С. Куруленко, О. А. Коробчанский, Л. М. Кова-
ленкб, А. Т. Посмык, И. Н. Приходько G1)
Донецкий филиал Всесоюзного
научно-исследовательского и проектного института по очистке
технологических газов, сточных вод и
использованию вторичных энергоресурсов предприятий
черной металлургии
E4) E7) 1. БРОМИСТОЛИТИЕВЫЙ
АБСОРБЦИОННЫЙ АГРЕГАТ ДЛЯ ПРОИЗВОДСТВА
ТЕПЛА И ХОЛОДА, содержащий
перегреватель слабого раствора, многоступенчатый
регенератор тепла между перегретым
самоиспаряющимся и нагреваемым слабым растворами
со сборниками конденсата в каждой ступени,
блок абсорберов и испарителей высокого и
низкого давлений, в котором абсорбер низкого
давления имеет тепловой контакт с испарителем
высокого давления, а теплообменные поверхности
абсорбера высокого давления и испарителя
низкого давления соответственно включены в
циркуляционные контуры потребителей тепла и холода,
охладители, установленные на линии крепкого
раствора между регенератором и абсорбером
высокого давления и между последним и
абсорбером низкого давления, и насосы для
крепкого и слабого растворов и тепло- и хладоно-
сителей, отличающийся тем, что, с целью
повышения экономичности путем снижения
металлоемкости, блок абсорберов и испарителей выполнен
в виде теплообменного аппарата, состоящего
из пакета пластин с фигурными прокладками,
образующими с пластинами полости, разделенные
на три отсека, два из которых сообщены друг
с другом, причем сообщающиеся отсеки в
смежных полостях служат соответственно
абсорберами и испарителями высокого и низкого
давлений, а оставшиеся отсеки включены
соответственно в циркуляционные контуры потребителей
холода и тепла.
2. Агрегат по п. 1, отличающийся тем, что
в сообщающихся отсеках между испарителями
и абсорберами высокого и" низкого давлений
установлены аппараты, а над последними в этих
же аппаратах размещены оросительные планки
для раствора и конденсата.
49

OiiHEH ОПЫТОИ
УДК [624.13:624.143.34]-68
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ
ВТОРИЧНЫХ
ЭНЕРГОРЕСУРСОВ
ДЛЯ ОБОГРЕВА ГРУНТА
ПОД ХОЛОДИЛЬНИКАМИ
МЯСОКОМБИНАТОВ
В. Н. ГОЛОВКИНА
Ленгипромясомолпром
В целях разработки рекомендаций по
использованию вторичных топливно-энергетических
ресурсов в разрабатываемых проектах на новое
строительство и реконструкцию, действующих
предприятий Минмясомолпрома СССР институт
Ленгипромясомолпром провел сравнение
технико-экономических показателей двух систем
обогрева грунтов по проектным и
эксплуатационным данным: этиленгликолевой в
отапливаемом подполье, запроектированной под
холодильниками мясокомбинатов в Алитусе и Утене,
и системы электрообогрева под холодильниками
мясокомбинатов в Жлобине и Слуцке.
Под холодильниками в Алитусе и Утене,
пущенными в эксплуатацию соответственно
в 1972 и 1974 гг., устроены подполья. В них
смонтированы трубные системы обогрева, по
которым с помощью насосов циркулирует водный
раствор этиленгликоля с температурой 26—24° С.
Он не замерзает при эксплуатационном режиме
и практически не оказывает корродирующего
воздействия на стальные трубы.
Этиленгликоль нагревается в специальном
теплообменнике и через коллекторы
распределяется по змеевиковой трехтрубной системе.
Змеевики выполнены из стальных гладких
труб диаметром 57x3,5 мм. Они проложены
под перекрытием подполья, параллельно ригелям,
в непосредственной близости от колонн.
Змеевики и коллекторы расположены с уклоном
0,003—0,005 от воздухосборников. Поверхность
нагрева змеевиков рассчитана на поддержание
температуры воздуха в подполье 5°С.
Система обогрева грунта предназначена для
круглогодичной работы. Для нормальной
эксплуатации предусмотрены периодическое
проветривание подполья с помощью вытяжной системы,
дистанционный контроль температуры грунта,
аежурное освещение.
Проведенное Ленгипромясомолпромом. в
1979 г. обследование системы обогрева грунта под
холодильником в Алитусе показало, что
трубопроводы в подполье холодильника смонтированы
в соответствии с проектом. Строительные
конструкции подполья в хорошем состоянии,
промерзания грунта не наблюдается.
Использование вторичных
топливно-энергетических ресурсов дает значительную экономию
электроэнергии.
Расход электроэнергии на циркуляцию
этиленгликоля и вентиляцию подполья составляет
около 4% от расхода на систему
электрообогрева грунта. Эксплуатационные расходы на
электроэнергию для систем обогрева грунта
под холодильником составляет в Алитусе 0,04,
в Жлобине 0,82, в Слуцке 1,57 руб/м2 пола
подполья в год. При этом экономится свежая
вода на подпитку оборотной системы в размере
5000 м3/год, а это примерно равно 3% общего
расхода воды по мясокомбинату.
Система обогреваемого подполья надежнее
и удобнее в эксплуатации, чем система
электрообогрева грунта.
Примечание редакции. Устройство под холодильником обогреваемого
подполья требует сооружения дорогостоящего перекрытия под большую полезную
нагрузку, которая при высоте камер 6 м составляет 3—3,5 т/м2. Нроведенные
ВНИКТИхолодпромом исследования (см. статью Гиндлина И. М. Технико-
экономический анализ систем обогрева грунта под холодильниками
мясокомбинатов. — Холодильная техника, 1980, № 11) показали, что приведенные
затраты по обогреваемому подполью в 3 раза выше, чем при устройстве пола
холодильника на грунте с применением той же трубной системы с
циркуляцией этиленгликоля и использованием вторичных энергоресурсов. Этим
можно объяснить широкое использование этой системы на зарубежных
низкотемпературных холодильниках с полами на грунте.
50

ИЮБРЕТЕНИЯ
A1) 885739 B1) 2890893/23-06 B2) 04.03.80
3E1) F 25 В 1/10 E3) 621.574 G2)
Л. И. Гольдштейн, В. П. Калашов, Ю. П. Плеш-
кановский
E4) E7) СПОСОБ РАБОТЫ
МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ КОМПРЕССИОННОЙ
ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ путем ступенчатого сжатия
паров хладагента от низкого давления до
высокого, их охлаждения кипящим жидким хладагентом
при промежуточных давлениях, конденсации
паров высокого давления, переохлаждения
полученной жидкости и ее кипения при низком
давлении, отличающийся тем, что, с целью
повышения экономичности и эксплуатационной
надежности, кипящий жидкий хладагент для
охлаждения паров при промежуточных давлениях
подают импульсами без его дросселирования,
причем продолжительность импульса устанавливают
в зависимости от величины падения давления в
процессе кипения хладагента, которую принимают
в пределах 0,02—0,04 мПа.
A1) 885744 B1) 2892787/23-06 B2) 10.03.80
3E1) F 25 В 15/06 E3) 621.575 G2)
В. Я. Журавленко, Э. Р. Гросман, С. Е.
Наумов, В. С. Шаврин, А. П. Ткачук G1)
Опытное конструкторско-техническое бюро института
технической теплофизики АН Украинской ССР
E4) СПОСОБ ПОВЫШЕНИЯ ХОЛОДОПРО-
ИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ БРОМИСТОЛИТИЕ-
ВОЙ АБСОРБЦИОННОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ
УСТАНОВКИ И УСТРОЙСТВО ДЛЯ
ЦИРКУЛЯЦИИ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ С
ИНТЕНСИФИЦИРУЮЩЕЙ ДОБАВКОЙ В АБСОРБЕРЕ
ИЛИ ИСПАРИТЕЛЕ.
E7) 1. Способ повышения холодопроизводи-
тельности бромистолитиевой абсорбционной
холодильной установки путем введения в рабочую
жидкость перед орошением теплообменной
поверхности абсорбера или испарителя
интенсифицирующей добавки и удаления последней с
поверхности рабочей жидкости после орошения,
отличающийся тем, что, с целью повышения
экономичности, удаление и введение добавки в
рабочую жидкость осуществляют путем ее эжек-
тирования циркулирующим потоком этой
жидкости после стекания последней с теплообменной
поверхности абсорбера или испарителя.
2. Устройство для циркуляции рабочей
жидкости с интенсифицирующей добавкой в
абсорбере или испарителе холодильной установки,
содержащее циркуляционный контур рабочей
жидкости, отличающееся тем, что, с целью
повышения экономичности, в циркуляционный контур
включена укрепленная на поплавках воронка,
верхний расширенный торец которой установлен
на уровне раздела рабочей жидкости и
интенсифицирующей добавки в абсорбере или
испарителе, а ее сливной патрубок введен внутрь
выходного участка абсорбера или испарителя с
кольцевым зазором для прохода
циркулирующего потока рабочей жидкости.
A1) 885750 B1) 2678493/28-13 B2) 03.10.78
3E1) F 25 D 13/06; F 25 С 1/12 E3) 621.565
G2) А. М. Войтко G1) Молдавский научно-
исследовательский институт пищевой
промышленности
E4) E7) 1. ЛИНИЯ ДЛЯ ПРОИЗВОДСТВА
ЗАМОРОЖЕННЫХ СОКОВ В КРУПНЫХ
БЛОКАХ, включающая моечную машину,
транспортер, подъемный элеватор, устройства для
крупного и мелкого измельчения продукта,
многосекционный охладитель и морозильное
устройство, отличающаяся тем, что, с целью снижения
энергозатрат, она снабжена устройством для
тепловой обработки продукта, содержащим две
секции, первая из которых связана с первой
секцией охладителя посредством циркуляционного
контура с промежуточным теплоносителем, а
морозильное устройство включает вертикальные теп-
лообменные трубы, размещенные в емкости
для сока.
2. Линия для производства соков по п. 1,
отличающаяся тем, что емкость для сока
установлена на платформе с гидроподъемником.
A1) 881476 B1) 2882291/23-06 B2) 14.02.80
3E1) F 25 В 1/06 E3) 621.574 G2) С. 3. Жа-
дан, А. П. Пейков, Д. И. Буяджи G1)
Одесский технологический институт холодильной
промышленности
E4) E7) СПОСОБ РАБОТЫ ПАРОЭЖЕКТОР-
НОЙ ФРЕОНОВОЙ ХОЛОДИЛЬНОЙ
МАШИНЫ путем производства пара высокого
давления в паровом котле, разделения его на два
потока, первый из которых расширяют с
производством механической работы, используемой
для питания котла жидким фреоном, а второй —
для проведения холодильного цикла,
включающего эжектирование паров низкого давления,
конденсацию образующейся паровой смеси при
температуре окружающей среды, дросселирование
части полученной жидкости и ее кипение при
низком давлении с получением холодильного
эффекта, отличающийся тем, что, с целью
повышения экономичности, расширение первого
потока ведут до низкого давления, переохлаждают
этим потоком жидкость перед ее
дросселированием с получением перегретого пара, который
эжектируют вместе с парами низкого давления.
51

A1) 881477 B1) 2885696/23-06 B2) 20.02.80
3E1) F 25 В 9/00; F 04 В 37/10 E3) 621.574
G2) И. Д. Ахметзянов, В. М. Бродянский,
В. М. Дробинин, В. И. Ильин, И. Н. Рома-
ненко G1) Чувашский государственный
университет им. И. Н. Ульянова
E4) E7) КОМПРЕССОР ДЛЯ СЖАТИЯ
ГАЗА, содержащий цилиндр с крышкой, в которой
размещены всасывающий и нагнетательный
клапаны, и регенератор, расположенный внутри
цилиндра и перемещаемый между нагреваемой и
охлаждаемой полостями последнего,
отличающийся тем, что, с целью повышения
экономичности путем повышения температуры газа в
процессе его сжатия, компрессор дополнительно
содержит генератор импульсных токов и
подключенные к нему электроды, размещенные на
внутренней поверхности цилиндра в его
нагреваемой полости.
A1) 892148 B1) 2831828/23-06 24.10.79
3E1) F25 В 29/00; F25 В 9/02 E3) 621.574
G2) В. И. Андреев
E4) E7) ТЕПЛОВОЙ НАСОС, содержащий
замкнутый циркуляционный контур и
установленные в нем центробежный газовый компрессор,
источник тепла высокого потенциала,
расширительное устройство и источник тепла
низкого потенциала, отличающийся тем, что, с
целью повышения температуры источника тепла
высокого потенциала, насос дополнительно
содержит вихревую трубу, сопловый ввод
которой служит расширительным устройством,
ее горячий конец подключен к всасывающей
стороне компрессора, а холодный — к
источнику тепла низкого потенциала.
A1) 892147 B1) 2903724/23 06 B2) 01.04.80
3E1) F25 В 15/02 E3) 621.575 G2) В. Ф.
Чайковский, О. Г. Бурдо G1) Одесский
технологический институт пищевой промышленности им.
М. В. Ломоносова
E4) E7) АБСОРБЦИОННАЯ
ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
установленные в замкнутом контуре для циркуляции
раствора абсорбер, соединенный с ним через
перекачивающее устройство генератор,
дефлегматор * и регулирующий вентиль, а также
подключенные к контуру между дефлегматором
и абсорбером по линии хладагента
конденсатор, дроссель и испаритель, отличающаяся тем,
что, с целью повышения эксплуатационной
надежности, абсорбер и генератор размещены в общем
корпусе и разделены полупроницаемой
осмотической мембраной, служащей перекачивающим
устройством.
A1) 890037 B1) 2890453/23-06 B2) 10.03.80
3E1) F 25 В 15/06; F 25 В 27/00 E3) 621.575 G2)
А. Хандурдыев, Н. Курбанов, С. Дайханов G1)
Туркменский государственный университет
им. А. М. Горького
E4) E7) АБСОРБЦИОННАЯ
ГЕЛИОХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, содержащая
генератор, обогреваемый солнечной энергией,
размещенные в одном, корпусе абсорбер и .испаритель,
теплообменник-регенератор, установленный на
линиях крепкого и слабого растворов между
генератором и абсорбером, и циркуляционный насос,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
экономичности путем обеспечения
круглосуточной работы установки, она дополнительно
содержит бак-аккумулятор, установленный на линии
крепкого раствора между генератором и
теплообменником-регенератором, дополнительно
подключенный на выходе посредством запорного
вентиля к всасывающей стороне насоса,
установленного на линии слабого раствора между
теплообменником-регенератором и генератором,
причем перед насосом на этой линии установлен
обратный клапан.
A1) 885746 B1) 2892057/23 06 B2) 05.03.80
3E1) F25 В 29/00 E3) 621.574 G2) В. В.
Завадский, И. М. Шлигерский G1) Сибирский
автомобильно-дорожный институт им. В. В.
Куйбышева
E4) E7) УСТАНОВКА ДЛЯ ТЕПЛО- И
ХЛАДОСНАБЖЕНИЯ, содержащая две
компрессионные холодильные машины со своими
конденсаторами и испарителями, отопительную
систему с автономным пиковым котлом,
магистраль холодной воды, систему горячего
водоснабжения и холодильную камеру, отличающаяся
тем, что, с целью повышения эксплуатационной
надежности и обеспечения независимости тепло-
и хладоснабжения, она дополнительно содержит
тепломассообменный аппарат, в котором
последовательно по ходу воздуха установлены
вентилятор, насадка, ороситель, каплеотбойник,
испаритель одной холодильной машины и конденсатор
другой, причем ороситель подключен к водяному
низкопотенциальному источнику, а к
конденсатору холодильной машины, испаритель которой
размещен в тепломассообменном аппарате,
подсоединены отопительная система, магистраль
холодной воды и система горячего
водоснабжения, при этом испаритель другой холодильной
машины размещен в холодильной камере.
52

УДК 621.577.002:621.577.004
производство и применение
компрессионных и
Абсорбционных тепловых
А4
7
К
"~Г
к
\
:
ч
\
?к
гч>>
>
,
ОК
-ч^
X
^чЫ
10 30 k0 50 60 70
НАСОСОВ
В ряде западноевропейских стран, США и
Японии большое распространение получили
тепловые насосы (см. таблицу). Для них
источниками тепла низкого потенциала служат
наружный воздух; поверхностные, грунтовые,
геотермальные и сточные воды; вода и воздух,
охлаждающие технологическое и энергетическое
оборудование; отходящие газы от печей и
котельных установок, а приёмниками тепла — системы
низкотемпературного отопления (потолочные,
напольные, конвекторные, калориферные),
воздухонагреватели систем кондиционирования воздуха,
системы горячего водоснабжения.
Наиболее удобные объекты для применения
тепловых насосов — спортивные здания,
мясокомбинаты, молочные заводы,
сельскохозяйственные производственные здания, предприятия
пищевой промышленности и склады для хранения
сельскохозяйственной продукции и
продовольствия, поскольку они обычно одновременно
нуждаются в тепле и холоде.
По прогнозам потребность европейского рынка
к 1985 г. составит 14,6 млн. тепловых насосов,
предназначенных для отопления индивидуальных
жилых домов. В США 40 фирм выпускают
85 типоразмеров тепловых насосов теплопроиз-
водительностью от нескольких кВт до 2—3 тыс.
кВт в одном агрегате.
Значения коэффициентов преобразования
компрессионных тепловых насосов, по данным
работы [1], показаны на рис. 1.
При оценке целесообразности применения
тепловых насосов нередко в качестве критерия
пользуются тепловым коэффициентом,
представляющим собой отношение полученного
полезного тепла к общей теплотворной способности
^сожженного топлива. Наибольшие значения
теплового коэффициента имеют компрессион-.
ные тепловые насосы с приводом компрессора
от двигателя внутреннего сгорания (газового,
дизельного, карбюраторного) со встроенным
Рис. 1. Зависимость от температуры /
теплоносителя, подводимого в систему отопления,
коэффициентов преобразования \i тепловых насосов,
работающих по схемам:
— «вода-вода»
«воздух-вода»;
«вода-воздух», — X —
«воздух-воздух» (температура
источника низкого потенциала 24 и 5°С, перепады температур
соответственно по воздуху и воде 16 и 7°С)
утилизатором тепла выхлопных газов и
охлаждающей двигатель воды. Этот коэффициент
по различным данным находится в пределах
от 1,7 до 2,1.
Применение тепловых насосов для горячего
водоснабжения не вызывает особых технических
затруднений и не требует значительных
капиталовложений. Необходимо только полностью
исключить попадание хладагента и масла в
подогреваемую воду Этого можно достичь при
обеспечении полной герметичности всех
элементов теплового насоса или с помощью каскадной
системы передачи тепла с промежуточным
теплообменником.
Применение тепловых насосов в системах
отопления связано с необходимостью
увеличивать площадь поверхности традиционных
отопительных приборов и капитальные затраты
вследствие снижения температур горячей воды
Чтобы избежать этого, следует использовать
в качестве отопительных приборов потолочные
и напольные обогреваемые панели с
заложенными в них змеевиками из полимерных или
стальных труб, а также устанавливать
вентиляторные конвекторы или воздушные отопительные
агрегаты, состоящие из воздухонагревателей и
осевых или радиальных вентиляторов.
По мнению некоторых специалистов ГДР, при
централизованном теплоснабжении тепловые
насосы надо устанавливать непосредственно у
потребителей. Повышенные капитальные
затраты на системы отопления, снабжаемые теплом
от тепловых насосов, окупаются экономией
Страна
Великобритания
Франция
ФРГ
США
Япония
Число установленных за
1972
0,5
, —
—
93
год тепловых
насосов, тыс. шт
1973
0,65
—
109
—
1977
1
—
—
482
1978
11
—
560
1979
1
15
12
548
—
1980
20—22
25
500
750
Ожидаемый годовой
выпуск, тыс шт
1985
—
50
750
—
1990
—
750—1000
1050
—
53

на эксплуатационных затратах, достигаемой
использованием тепла от источников низкого
потенциала, работой теплового насоса совместно
с тепловыми аккумуляторами в ночное время,
когда действуют пониженные тарифы на
электроэнергию, повышением КПД и увеличением
годовой продолжительности работы энергоагрегатов
на ТЭЦ.
К 1985 г. в ГДР намечено ввести в
эксплуатацию не менее 1000 крупных теплонасосных
установок, в том числе с винтовыми
компрессорами мощностью от 800 до 2300 кВт, и около
15000 малых [2].
По свидетельству специалистов ФРГ [6],,
в США и ФРГ все больше стали применять
комнатные (сундучные, шкафные и подвесные)
тепловые насосы-кондиционеры, работающие по
схеме «вода — воздух», которые в режиме
охлаждения работают по схеме «воздух — вода». В
1977 г. в одном из зданий г. Дармштадта было
установлено 220 таких агрегатов. В холодный
период года они отбирают тепло из сети
трубопроводов и подают его с более высокой температурой
в отапливаемые помещения, а в теплый период
поглощают тепло из помещений и передают его
в систему трубопроводов. Приточный воздух
поступает, а вытяжной удаляется
самостоятельными системами, снабженными регенеративными
вращающимися утилизаторами тепла и холода
вытяжного воздуха.
В одном из городов Франции с 1975 г.
эксплуатируется компрессионный тепловой насос
мощностью 51 кВт, который в холодный период
года подогревает воздух, а в теплый — охлаждает
его в теплице для выращивания шампиньонов.
Благодаря использованию теплового насоса
удалось на 30% снизить расход тепла по сравнению
с традиционной системой отопления.
Среднегодовой коэффициент преобразования теплового
насоса оказался равным 2,5 [7].
В индивидуальных жилых домах ФРГ
применяют так называемые двухвалентные
отопительные установки, состоящие из теплового
компрессионного насоса с приводом компрессора
от электродвигателя и отопительного котла
с газовой или нефтяной топкой. Тепловой насос
работает до тех пор, пока температура наружного
воздуха не снизится до —3° С, при более низкой
температуре включается отопительный котел.
Нередко в одном корпусе компонуют тепловой
насос, отопительный котел и водяной
аккумулятор.
Ведутся работы над теплоаккумуляторами,
заряжаемыми глауберовой солью, обладающей
большой скрытой теплотой плавления при
температуре от 11 до 32° С.
Источниками тепла для тепловых насосов
преимущественно служат грунтовые воды,
которые забираются из водоносного горизонта
по одной скважине, а по другой скважине
возвращаются. Находятся в эксплуатации и
тепловые насосы, работающие по схемам
«воздух—вода» и «грунт—вода». В последнем случае
в грунт закладывают горизонтальные змеевики
из полимерных труб, причем необходимые
земельные участки по площади примерно в 3 раза
превышают площадь отапливаемых помещений.
Ведутся работы над вертикальными змеевиками,
позволяющими экономить площадь земельных
участков.
Исследуется также проблема совместного
применения тепловых насосов и систем
теплоснабжения, использующих солнечную энергию.
Новизну представляет применение в качестве
абсорберов прямой и диффузной солнечной
54
радиации, тепла окружающего воздуха и
атмосферных осадков так называемых
«энергетических крыш», «энергетических фасадов»,
«энергетических заборов» и т. д. Эти
устройства представляют собой открытые
теплообменники (в противоположность
остекленным и теплоизолированным солнечным
коллекторам), располагаемые на покрытии зданий
или оформленные в виде элементов фасадов
(козырьков, ребер, ограждений балконов и
лоджий), оград и пакетов пластинчатых
теплообменников. В них подается незамерзающий
раствор, циркулирующий через испаритель
теплового насоса. Преимущества, этих устройств,
по сравнению с солнечными коллекторами,—
меньшая стоимость и большая теплотехническая
эффективность, поскольку в восприятии тепл
окружающей среды участвует вся поверхност!
теплообменников. Схемы системы с «энергети
ческой крышей» показаны на рис. 2 и 3 [5, 3]
I
гп
Рис. 2. Принципиальная схема двухвалентной
теплонасосной системы отопления и горячего
водоснабжения с использованием «энергетической
крыши» в качестве абсорбера тепла из
окружающей среды:
/ — теплообменники, образующие «энергетическую крышу»;
2 — бак-аккумулятор тепла; 3 — тепловой насос; 4 — бак-
аккумулятор системы отопления; 5 — пиковый отопительный
котел; 6 — система отопления; 7 — труба из системы
холодного водоснабжения; 8 — бак-аккумулятор системы
горячего водоснабжения; 9 — труба в систему горячего
водоснабжения
Рис. 3. Принципиальная схема комбинированного
использования теплового насоса и
непосредственной подачи тепла в систему горячего
водоснабжения при использовании открытого гелио-
приемника («энергетической крыши»):
/ — гелиоприемник; 2 — циркуляционный насос; 3 —
испаритель; 4 — дополнительный теплообменник; 5, 7 —
трубопроводы к потребителю тепла; 6 — компрессор; 8 —
конденсатор; 9, 12 — трубопроводы системы горячего
водоснабжения; 10 — тепловой аккумулятор; // — обводной
трубопровод

В последние годы в ФРГ возрастает
использование абсорбционных тепловых насосов.
Рабочими веществами служат преимущественно
двухкомпонентные смеси
(хладагент—поглотитель): аммиак и вода, вода и бромистый литий,
метанол и бромистый литий, R12 и тетраэтилен-
гликольдиметилэфир Е181, R133a и этилтетра-
гидрофурфурэфир ЭТФЭ. Известны до 70 пар
рабочих веществ, и продолжается изыскание
новых. Теоретические и экспериментальные
исследования [4] показали перспективность
применения в высокотемпературных
абсорбционных тепловых насосах пары веществ:
фторированный винный спирт и хинолин (ароматическое
гетероцикличное соединение). Разработана
многолетняя программа создания абсорбционных
тепловых насосов малой теплопроизводитель-
кности, предназначенных для применения в жилых
"домах. Серийно выпускаются абсорбционные
водоаммиачные тепловые насосы. При установке
их в жилых домах заряд аммиака
ограничивается 2,5 кг.
Ряд фирм начали изготовлять водоаммиачные
тепловые насосы теплопроизводительностью от
15 до 45 кВт, использующие тепло грунтовых
вод, грунта и воздуха. Генераторы обогреваются
газом или нефтью. Максимальная температура
горячей воды, подаваемой тепловым насосом,
достигает 70° С. При использовании тепла
грунтовой воды среднегодовой тепловой
коэффициент машин достигает 1,2.
УДК 621.577.001.66:661.811
МЕТАЛЛО-ВОДОРОДНО-
ГИДРИДНЫЕ ТЕПЛОВЫЕ НАСОСЫ
И КОНДИЦИОНЕРЫ
За последнее десятилетие в Дании, Норвегии,
США и ФРГ развернуты
научно-исследовательские и опытно-конструкторские работы по
созданию принципиально новых тепловых
насосов, холодильных машин, кондиционеров,
тепловых и электрических аккумуляторов, в которых
используются сплавы металлов, поглощающие
и выделяющие водород.
При воздействии водорода на металл
образуется гидрид и выделяется часть теплоты
диссоциации водорода на атомы. Для получения
водорода из гидрида к последнему подводят
теплоту извне, т. е. реакция обратима и
характеризуется следующим равенством [1]:
выделяется
(экзотермическая
реакция)
зарядка i
Н2 + металл ^ гидрид + теплота
разрядка f
подводится
(эндотермическая
реакция)
В процессе реакций объем металла меняется
сравнительно мало. Так, например, один литр
LaNi5 способен поглотить 1,6 л жидкого водорода,
при этом объем сплава возрастает всего на 25%
[3]. Поскольку при поглощении сплавом водорода
часть теплоты выделяется, а часть расходуется
Оценки экономичности применения
компрессионных и абсорбционных тепловых насосов
весьма противоречивы. Однако преобладает
мнение, что первое место по экономичности
занимают компрессионные тепловые насосы
с приводом компрессора от двигателей
внутреннего сгорания, снабженных устройствами для
утилизации тепла выхлопных газов и воды,
охлаждающей двигатель, второе —
абсорбционные тепловые насосы, которым предсказывается
большое будущее, и третье — компрессионные
тепловые насосы, приводимые
электродвигателями. Указывается, что срок окупаемости
тепловых насосов 6—10 лет.
Список использованной литературы
1. Не in rich G. — Luft- und Kaltetechnik,
1978, № 3, S. 126—128.
2. Heinze G. — Stadt- und Gebaudetechnik,
1981, № 12, S. 354—456.
3. Lippold H. — Luft- und Kaltetechnik,
1981, № 1, S. 33—36.
4. Loewer H. — Klima-Kalte-Heizung, 1981,
№ 5, S. 255—262.
5. Miller J. TAB Technik am Bau, 1981,
№ 3 S. 225 226
6. Schmittel H .— Klima-Luft-Kaltetech-
nik, 1979, № 1, S. 18, 20.
7. Veyssiere M.— Chauffage, ventilation,
condionnement, 1979, № 1—2, pp. 13—16.
на реакцию, гидрид становится своеобразным
тепловым аккумулятором. Тепло,
израсходованное на реакцию, выделяется при десорбции
водорода из гидрида.
Концентрация водорода в гидриде зависит от
температуры Т и его давления рн . Прирост
энтальпии в процессе диссоциации выражается
уравнением [3]:
AI = RT\npHz+TAS,
где R — газовая постоянная;
Д5 — изменение энтропии.
Свойства некоторых гидридов приведены в
таблице [3] и на рис. 1 [2].
П О К 3 3 3 Т СЛ И
Концентрация
водорода,
г/100 г
г/л
Парциальное
давление водорода, кПа,
при температуре, °С
25
70
240
Теплоаккумулиру-
ющая способность
гидрида, кДж/л
Фо|
LaNi5H6
1,37
90
200—
400
1500—
1700
—
1700
мула гидрида
FeTiH, 95
1,75
80
Около
300
Около
1700
—
1500
MgH2
7,6
0,9
1
10
100
3000—
3800
55

150 150 60 t, °C
t i "~~ г
Рис. 1. Изохорные характеристики гидридов
(Г — температура, К)
Как известно, вода при подогреве на 60°С
способна аккумулировать около 250 кДж/л.
Таким образом, при одинаковом объеме первые
два гидрида, указанные в таблице, способны
саккумулировать в 7 раз больше, а третий
гидрид — в 15 раз больше тепла, чем вода.
Гидриды LaNi5H6 и FeTiHj 95 называют
низкотемпературными, поскольку давление, при
котором происходит диссоциация, достигается при
температурах ниже 0°С, а гидрид MgH2 —
высокотемпературным, так как это давление может
быть получено при температурах выше 100°С
(см. рис. 1). Температура, при которой
низкотемпературные гидриды отдают поглощенный
водород зависит от объема зарядки. Возможно
Достаточно большое снижение температуры
(от 0 до — 20°С) среды (воздуха, воды),
обогревающей гидрид, без затраты электрической
энергии, свойственной обычным холодильным
машинам и автономным кондиционерам.
В холодильной технике, в частности при
кондиционировании воздуха, металло-гидриды
можно применять для накопления и утилизации
тепла, получаемого от солнечных коллекторов,
отходящих газов, отработанного воздуха и
сбросной воды; для накопления водорода и
последующего его использования в силовых и
отопительных установках; для создания кондиционеров
и химических тепловых насосов с компрессорами
и без них.
Компрессионные химические тепловые насосы
в общем виде состоят из компрессора,
присоединенного к двум аппаратам, в которых
находится один и тот же или разные гидриды. Один
из аппаратов подогревается (например, теплотой
от солнечного коллектора, геотермальных или
сточных вод, тепловых вторичных энергетических
ресурсов), высвобождающийся при этом водород
компрессором нагнетается в другой аппарат, где
поглощается металлом с выделением тепла. Если
в обоих аппаратах гидриды отличаются друг
от друга физико-химическими свойствами, то в
первом накапливается тепло в количестве, равном
разности подведенного и отданного тепла.
По прошествии некоторого времени процесс
реверсируется: второй аппарат воспринимает
подводимое тепло, а в первом происходит его
отдача. Для обеспечения непрерывной работы
устанавливают несколько пар таких аппаратов.
Водород можно перемещать и без затрат
механической энергии — под действием разности
давлений диссоциации водорода в аппаратах.
Построенный на этом принципе тепловой насос
(или кондиционер) является подлинно
химическим и объективно позволяет резко снизить
потребление электрической энергии.
С помощью химического теплового насоса
можно вырабатывать также холод. В этом случае
он состоит из четырех аппаратов (рис. 2).
Аппараты I и IV снаряжены гидридами
CaNi5Hn в количестве Мх каждый, аппараты //
и /// — гидридами LaNi5Hn в количестве М2
каждый. Аппараты I и II являются первым
химическим тепловым насосом, аппараты /// и IV
представляют собой второй химический тепловой
насос — холодильную машину.
К аппарату / подводится теплота в количестве,
Qh от внешнего источника (например, от солнеч-*
ного коллектора или от источника вторичных
тепловых энергетических ресурсов), в результате из
гидрида выделяется водород (М1Н-+М1 + Н2),
который по соединительному каналу под
влиянием разности парциальных давлений поступает в
аппарат //, где поглощается (H2 + M2-^M2H),
при этом выделяется теплота Qm (стрелка ab).
При подводе к аппарату /// подлежащей
охлаждению среды (воздух или вода), несущей
теплоту Q,, из гидрида выделяется водород
(M2H-WW2 + H2), среда охлаждается, а водород
поступает в аппарат IV, где поглощается с
выделением тепла Qm (M,H *-Af, + Н2) (стрелка erf).
По прошествии некоторого времени в каждой
паре аппаратов процессы реверсируются. Для
обеспечения непрерывной работы тепловых насосов
устанавливают несколько рядов аппаратов.
L,T .L,u i.tu V,U J,L U,t OtU IUU
i \ьи j i jg ш
M,H^,*H2
—=^>
H2+M2^2H
Ж Гт
A?7/7*/y//2
-»•
м2н->м2%
H2
*fl,
Рис. 2. Схема действия и изохорные
характеристики сплавов LaNi5 при сорбции (Л) и
десорбции (Д) и сплава CaNi5 (известна только одна
характеристика):
/, //, ///, IV — аппараты; ab — процесс в первом
химическом тепловом насосе, составленном из аппаратов / и //;
cd — процесс во втором химическом тепловом насосе —
холодильной машине, составленном из аппаратов /// и IV;
Т — температура; Мх, М2 — массы сплавов; Тх, Тm, Th —
температура, при которой подводится тепло соответственно
56

^L
I
1
¦L
"д салон
^
Ш
и
3
J1
ЛЛ
Рис. З. Схема системы кондиционирования
воздуха автомобиля фирмы «Даймлер-Бенц» [2]:
/, // — аппараты; / — воздуховод из салона; 2 — канал
охлажденного воздуха в салон-. 3 — труба из системы
водяного охлаждения двигателя; 4 — труба для подачи водорода
в двигатель; D,, D2 — автоматические регуляторы давления
Г В 1976 г. фирма «Даймлер-Бенц»
построила опытный образец автомобиля с системой
кондиционирования воздуха, в которой использовано
металло-водородно-гидридное охлаждение
(рис. 3). В зависимости от массы гидрида в
аппарате 1 можно поддерживать температуру от
О до —20° С. Выделяющийся водород поступает
в двигатель автомобиля, а охлаждаемый воздух
вентилятором нагнетается в салон. Подача
водорода из аппарата в аппарат и в двигатель
автоматически регулируется клапанами Dx и D2.
Система кондиционирования воздуха работает
й при выключенном двигателе.
В результате исследований и испытаний
опытных установок выявлена техническая
работоспособность химических тепловых насосов и
кондиционеров.
Можно согласиться с автором статьи [3],
что использование металло-водородно-гидридной
технологии открывает новые горизонты перед
техникой кондиционирования воздуха,
отопления и холодильной техникой.
Список использованной литературы
1. В и с h n е г Н. — Chemie—Technik, 1978, Bd. 7
№ 9, S. 371—377.
2. Buchner H. — Int. J. Hydrogen Energy,
1978, Vol. 3, pp.'385—406.
3. Staib E. — Die Kalte- und Klimatechnik,
1981, № 11,S. 452—458.
«
Материал подготовил
д-р техн. наук, проф. Е. Е. КАРП И С
Гипронии АН СССР
A1) 881470 B1) 2886703/23-06 B2) 21.02.80
3E1) F 25 В 1/00 E3) 621.574 G2) М. И. Вос-
тииков, Е. В. Дмитриев, Е. И. Постоюк,
В. Ф. Коломлин, В. В. Преображенский
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая замкнутый циркуляционный контур и
установленные в нем компрессор, конденсатор с
вентилятором для воздушного охлаждения,
ресивер, дроссельный вентиль и испаритель, и
разделительный элемент для регулирования
давления конденсации холодильного агрегата,
отличающаяся тем, что, с целью повышения
эксплуатационной надежности и упрощения конструкции,
разделительный элемент выполнен в виде
диафрагмы с центральным отверстием,
установленной с возможностью осевого перемещения между
вентилятором и конденсатором.
A1)881474 B1) 2880005/23-06 B2) 06.02.80 3E1)
kF 25 В М 1/06 E3) 621.574 G2) Н. И. Рад-
^ченко G1) Николаевский ордена Трудового
Красного Знамени кораблестроительный институт им.
адм. С. О. Макарова
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая замкнутый циркуляционный контур, в
котором последовательно установлены
компрессор, конденсатор, эжектор, испаритель с
внутритрубным кипением жидкого хладагента и
отделитель жидкости, и второй эжектор, причем
рабочее сопло первого эжектора дополнительно
подключено к нагнетательной стороне компрессора,
а жидкостная полость отделителя жидкости —
к его приемной камере, отличающаяся тем, что,
с целью интенсификации теплообмена в испари-
тиле, второй эжектор включен в контур
между первым эжектором и испарителем, а его
приемная камера подсоединена к паровой
полости отделителя жидкости.
A1) 881473 B1) 2878029/23-06 B2) 05.02.80
3E1) F 25 В 1/06 E3) 621.574 G2) Н. И. Рад-
ченко G1) Николаевский ордена Трудового
Красного Знамени кораблестроительный институт им.
адм. С. О. Макарова
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА,
содержащая циркуляционный контур, в котором
последовательно установлены компрессор,
конденсатор, эжектор, испаритель с внутритрубным
кипением хладагента и отделитель жидкости,
жидкостная полость которого подключена к
приемной камере эжектора, и второй эжектор,
отличающаяся тем, что, с целью интенсификации
процесса теплообмена в испарителе, компрессор
выполнен винтового типа с промежуточной
камерой сжатия, а второй эжектор включен в
контур перед первым эжектором, и его приемная
камера подсоединена к промежуточной камере
сжатия винтового компрессора.
A1) 881471 B1) 2878027/23-06 B2) 05.02.80
3E1) F 25 В 1/06 E3) 621.574 G2) Ю. В.
Захаров, А. А. Лехмус, Н. И. Радченко G1)
Николаевский ордена Трудового Красного Знамени
кораблестроительный институт им. адм. С. О.
Макарова
E4) E7) ХОЛОДИЛЬНАЯ УСТАНОВКА, со
,держащая# замкнутый циркуляционный контур с
компрессором, конденсатором, эжектором,
испарителем с внутритрубным кипением хладагента
и охладителем жидкости, жидкостный объем
которого подключен к приемной камере эжектора,
и второй эжектор, рабочее сопло которого
подключено к нагнетательной стороне компрессора,
приемная камера — к паровой полости
отделителя жидкости, а диффузор — к испарителю,
отличающаяся тем, что, с целью интенсификации
процесса теплообмена в испарителе путем
обеспечения возможности параллельной работы обоих
эжекторов, рабочее сопло первого эжектора
дополнительно подключено к нагнетательной
стороне компрессора, а рабочее сопло второго
эжектора — к циркуляционному контуру после кон-
денсатора.
57

СПРАВОЧНЫЙ
ОТДЕЛ
УДК 621.575-68.004.1
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ
ПОКАЗАТЕЛИ
ТЕПЛОИСПОЛЬЗУЮЩИХ
АБСОРБЦИОННЫХ
ВОДОАММИАЧНЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК
БОЛЬШОЙ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
Канд. техн. наук В. М. ТУРЕЦКИЙ,
Д. И. ХАРАЗ, Г. А. ЯНОВСКИЙ
ПО «Техэнергохимпром» ш
В ПО «Техэнергохимпром» разработан ряд
абсорбционных водоаммиачных холодильных
установок (АХУ), использующих вторичные
энергоресурсы. Применение АХУ вместо
компрессионных холодильных машин позволяет значительно
снизить потребление топливно-энергетических
ресурсов.
Впервые в отечественной практике для
крупнотоннажных агрегатов синтеза аммиака
была разработана абсорбционная водоаммиач-
ная холодильная станция, головной образец
которой эксплуатируется с 1974 г. Станция
общей холодопроизводительностью 9,19 МВт
состоит из трех АХУ, две из которых
холодопроизводительностью 3,14 МВт каждая при
температуре кипения аммиака —10° С
обеспечивают холодом блок синтеза аммиака и одна
холодопроизводительностью 2,91 МВт при
температуре кипения 1° С предназначена для
охлаждения межступенчатого холодильника компрессора
«синтез газа». Габаритные размеры станции
36x22 м.
Все установки работают по одноступенчатой
схеме с непосредственным охлаждением
технологических объектов. Источниками тепла являются
вторичные энергоресурсы: тепло
конвертированной парогазовой смеси (КПГС) и парогазовой
смеси (ПГС). Для одновременного
использования двух тепловых источников различного
температурного потенциала разработана
конструкция генератора-ректификатора с двумя
автономными кипятильниками, в
которые греющие среды поступают
параллельно, а водоаммиачный раствор —
последовательно. В целях сокращения
потребления дефицитной оборотной воды в установках
применены конденсаторы воздушного
охлаждения. Контроль за основными параметрами
режима работы установок, регулирование и управление
осуществляются с центрального пульта
управления.
Теплотехнические испытания подтвердили
работоспособность и надежность разработанных
установок*.
Для унифицированного агрегата синтеза
аммиака разработана абсорбционная водоам-
миачная холодильная станция общей
холодопроизводительностью 21,29 МВт. Головной
образец эксплуатируется с 1981 г. Станция
состоит из четырех АХУ, две из которых
холодопроизводительностью 8,14 и 7,91 МВт при
температуре кипения аммиака —12° С
обслуживают блок синтеза аммиака, одна
холодопроизводительностью 2,91 МВт при температуре
кипения аммиака 1° С предназначена для
многоступенчатого холодильника компрессора «синтез
газа» и одна производительностью 2,33 МВт
при температуре кипения аммиака —34° С —
для переохлаждения продукционного аммиака.
Станция имеет габаритные размеры 54x27 м.
Схемы установок и аппараты этой станции
такие же, как и для станции
холодопроизводительностью 9,19 МВт.
Тепловыми источниками для АХУ
унифицированного агрегата служат вторичные
энергоресурсы производства: КПГС, ПГС и
утилизационный водяной пар.
Для производства искусственного каучука
разработана и находится в стадии монтажа
абсорбционная водоаммиачная холодильная
станция производительностью 21,99 МВт, с габа-
" ритными размерами 76 X 35 м, состоящая из
трех АХУ по 7,33 МВт каждая при температуре
кипения аммиака —5°С.
* Турецкий В. М., Хараз Д. И.,
Яновский Г. А. Результаты теплотехнических
испытаний абсорбционных водоаммиачных
холодильных станций агрегатов синтеза аммиака
крупной производительности.— Холодильная
техника, 1981, № 1, с. 16—18
Параметры
Холодопроизводительность, МВт
Тепловой источник
Температура, °С
конденсации хладагента
кипения хладагента
охлаждающей воды
Расход,
охлаждающей воды, м3/ч
электроэнергии, кВт • ч
Тепловой коэффициент
Средняя себестоимость 1МВт холода,
руб.
АХУ-
8,14/12
8,14
Утилиза1_
водяной
— 12
1200
672
0,46
8,28
АХУ-
2,33/34
2,33
1ИОННЫЙ
пар
—34
450
200
0,322
17,47
АХУ-
7,91/12
7,91
КПГС
и ПГС
45
~Л2
27
1180
672
0,46
8,28
АХУ-
2,91/1
2,91
КПГС
1
450
283
0,526
6,42
АХУ-
3,14/10
3,14
КПГС
и ПГС
-10
426
245
0,446
5,52
АХУ-
7,33/5
7,33

Утилизационный
ВОДЯНОЙ пар
-5
1330
783
0,486
5,04
58

В качестве источника тепла использован
утилизационный водяной пар. Охлаждение
абсорбера водяное, конденсатора — воздушное.
Технико-экономические показатели АХУ
приведены в таблице. Низкая себестоимость холода
достигается использованием вторичных
энергоресурсов.
УДК 621.575:621.577
АБСОРБЦИОННЫЕ
БРОМИСТОЛИТИЕВЫЕ
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Канд. техн. наук Н. Г. ШМУЙЛОВ
ВНИИхолодмаш
А. С. СЕМЕНИХИН
НПО «Пензхиммаш»
Созданные в нашей стране абсорбционные бро-
мистолитиевые холодильные агрегаты успешно
применяются для хладоснабжения систем
кондиционирования воздуха и обеспечения
технологических нужд в охлажденной воде на
предприятиях, располагающих ресурсами тепловой энергии
низкого потенциала.
Использование для выработки сезонного
холода вместо электроэнергии вторичных ресурсов —
низкопотенциального тепла в виде горячей
воды с температурой 90—120° С, пара низкого
давления до 0,07 МПа, в том числе из отборов
турбин ТЭЦ,— является важным фактором
экономии топливно-энергетических ресурсов.
Создание теплоиспользующих холодильных
агрегатов, работающих от низкотемпературных
источников тепла, потребовало "выполнения
широкого комплекса работ, включая разработку >
теории термодинамических циклов раствора,
изыскание эффективных способов реализации
процессов термодинамических циклов, отработку
принципиальных конструктивных решений.
В результате проведенных теоретических
исследований, экспериментов и конструкторских
разработок осуществлены следующие основные
идеи, защищенные авторскими свидетельствами.
— Повышена эффективность процесса
кипения раствора в генераторе вследствие
снижения гидростатического давления столба жидкости
путем организации кипения раствора на двух
ярусах. Благодаря этому агрегат может работать
n при пониженных температурах греющей среды.
ш — Разработаны конструкции трубных пучков
г испарителя и абсорбера, обеспечивающие
минимум гидравлических потерь при прохождении
пара хладагента.
— Предложен и внедрен новый адиабатно-
изобарный процесс абсорбции, который позволил
создать наиболее крупные в мировой практике
агрегаты этого типа.
— Созданы эффективные системы отделения
неконденсирующихся газов.
— Найдены эффективные способы защиты
теплообменных поверхностей от коррозионного
воздействия раствора бромистого лития
введением ингибиторов, а при консервации агрегатов —
заполнением их инертными газами. Это дало
возможность вместо остродефицитных
конструкционных материалов — меди и мельхиора —
применять углеродистые стали.
Внедрение АХУ, использующих различные
виды вторичных энергоресурсов, значительно
экономит топливо и энергию, позволяет
оптимизировать многие технологические процессы
в производстве минеральных удобрений, в
химической, нефтехимической и других отраслях
промышленности.
. Показатели
Холодопроизводи-
тельность, кВт
Температура воды,
°С
охлажденной на
выходе из
испарителя
охлаждающей
Параметры
греющей рреды
температура
горячей воды, °С
или давление
пара на входе в
генератор, МПа
Расход воды, м3/ч
-охлажденной
охлаждающей
при
последовательной подаче в
абсорбер и
конденсатор
(нагрев-10 °С)
охлаждающей
при
параллельной подаче в
абсорбер и
конденсатор (нагрев
5—6°С)
Расход греющей
среды, т/ч
горячей воды
или водяного
пара
Рабочий диапазон
температуры воды,
°С
охлажденной
охлаждающей
горячей
Потребляемая
мощность
электродвигателей насосов
и другого
оборудования, кВт
Масса
кристаллического
бромистого
лития, т (ТУ6—22-
— 14—81)
ингибиторов, кг

хромовокислого лития
(МРТУ6—09-
—4544—67)
гидроокиси
лития (ТУ6—09-
—3763—74)
АБХА-
1000
1100
0,17
200
250
400
80
2,8
19,5
4,2
12
9
Агрегаты
АБХА-
2500
3020
7
26
120
0,17
500
650
1000
180
7
От 4 и
выше
18—32
85—130
56
10
28
22
АБХА-
5000
5800
0,15
850
1250
2000
400
14
186,8
25,4
70
55
59

Продолжение
Показатели
конструкций
агрегата, т
общая с
комплектующими
элементами
наиболее
тяжелого блока
основного
оборудования
Габаритные
размеры, м
с площадками
обслуживания
длина
ширина
высота
без площадок
обслуживания и
трубопроводов
внешних
коммуникаций
длина
ширина
высота
Технические
условия
АБХА-
1000
35,2
21,2
28,2
9,3
2,-95
4,85
7,1
2,35
4,85
ТУ — 26-
— 03 -г
—375—
— 80
Агрегаты
АБХА-
2500
88,3
39,5
82
12,8
5,95
8,2
7,1
3,6
8,2
ТУ—26-
— 03 -
1 —224—
— 76
J
АБХА-
5000
150
73,3
123
15,25
1 6,0
8,35
10,4
3,8
8,35
ТУ—26-
—03—
| —376—
— 80
УДК 621.564.25:536.23
ТЕПЛОПРОВОДНОСТЬ
ХЛАДАГЕНТА R22 В ШИРОКОЙ
ОБЛАСТИ ПАРАМЕТРОВ
СОСТОЯНИЯ, ВКЛЮЧАЯ
КРИТИЧЕСКУЮ ТОЧКУ
Канд. техн. наук О. Б. ЦВЕТКОВ,
канд. техн. наук Ю. А. ЛАПТЕВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Теплопроводность хладагента R22, одного из
широко распространенных рабочих веществ
холодильной техники, исследована в диапазоне
температур 237—423 К и давлений 0,1—9,5 МПа.
Для измерения теплопроводности применяли два
стационарных метода: нагретой нити и
коаксиальных цилиндров.
В методе нагретой нити измерительная
ячейка, представлявшая собой капилляр из
стекла пирекс, имела следующие характеристики:
диаметр центральной платиновой нити 0,1 мм,
толщина слоя исследуемого газа 1,465 мм,
длина, измерительного участка нити 130,2 мм.
Платиновая нить служила одновременно
нагревателем и термометром сопротивления.
Температуру наружной стенки капилляра измеряли
платиновым термометром сопротивления,
изготовленным из проволоки диаметром 0,1 мм,
навитой на наружную поверхность капилляра.
Подробное описание конструкции
измерительной ячейки и методические особенности
измерений приведены в работе [4]
60
— Разработаны и внедрены технические
решения, обеспечивающие использование
высокотемпературных греющих сред при работе
агрегата по схеме со ступенчатой регенерацией
раствора, а также по одноступенчатой схеме
с высокой температурой конденсации
хладагента, позволяющей осуществить комплексную
выработку охлажденной G°С) и горячей G0°С)
воды или работу в режиме теплового насоса
для получения горячей воды G0°С).
НПО «Пензхиммаш» поставило уже более
250 агрегатов разных типоразмеров предприятиям
нефтехимической, химической, легкой,
электронной и других отраслей промышленности.
Технические характеристики агрегатов
приведены в таблице.
Дополнительно к агрегату АБХА-2500 может
быть поставлено оборудование для работы его otj
высокотемпературного греющего источника™
(поставка по заводским техническим условиям):
высокотемпературный генератор (заказ
50969);
комплект теплообменного оборудования
для работы в режимах хладотеплоснабжения
(заказ 51116) и теплового насоса.
Осуществляется поставка дополнительного
оборудования, входящего в состав холодильной
станции:
узла приготовления и хранения раствора
УПР-50 (заказ 15692) и узла сбора
конденсата (заказ 15693) к агрегатам АБХА-2500 и
АБХА-5000;
узла, приготовления и хранения раствора
УПР-6,3 к агрегату АБХА-1000 (заказ 18599).
В процессе измерений получены
экспериментальные* значения теплопроводности газа
при давлениях около 0,1 МПа. Максимальная
относительная погрешность полученных данных
±0,92%.
Теплопроводность хладагента R22 в
состоянии плотного газа, включая критическую
область, исследовали методом коаксиальных
цилиндров.
Прибор состоял из двух медных цилиндров
в вертикальной позиции, разделенных слоем
исследуемого вещества.
Диаметр внутреннего цилиндра 14,67 мм,
внутренний диаметр наружного цилиндра
15,11 мм, длина внутреннего цилиндра 108,0 мм.
Тепловой поток, проходящий через слой газа,
создавался с помощью нагревателя,
расположенного по оси внутреннего цилиндра. Торцы внут-^
реннего цилиндра не имели охранных нагрева- *
телей и были изолированы фторопластовыми
пробками.
Опыт состоял в определении мощности,
выделяемой' нагревателем, и разности температур
между цилиндрами. Средние..разности температур
находились в пределах 0,1—5,0 К. Их измеряли
медь-константановой дифференциальной
термопарой. Градуировка термопары выполнена на
основе сравнения ее показании с показаниями
образцового термометра сопротивления первого
разряда. Термоэлектродвижущую силу
термопары и мощность, выделяемую нагревателем,
фиксировали по показаниям потенциометров
Р 348 класса Ь,002 и Р 363 класса 0,001.
Приборы позволяли измерять разность температур
с погрешностью не более ±0,0025° С. Темпера-

туру отнесения находили как среднее из
значений температур наружного и внутреннего
цилиндров. Эти температуры определяли с
помощью абсолютных термопар.
Давление измеряли грузопоршневым
манометром МП-600. В области давлений 3,0—
7,0 МПа показания манометра корректировали
в соответствии с таблицами насыщенных паров
хладагента R22 и двуокиси углерода [1, 2].
Поправку на отвод тепла с торцов
внутреннего цилиндра в области низких значений
теплопроводности уточняли по данным о
теплопроводности аргона [3] и хладагента R22. В
последнем случае использовали результаты
измерений, выполненных методом нагретой нити.
Учитывая специфику проведения опытов
вблизи критической точки, особое внимание уделяли
Г экспериментальной проверке отсутствия конвек-
k тивного переноса тепла в слое вещества. Исходя
из этого опыты проводили при одних и тех же
средней температуре вещества и его плотности,
но при различных числах Релея. Это же
обстоятельство побудило предпринять апробацию
установки и методики эксперимента в опытах с дву-ч
окисью углерода на изотермах 311,95 К; 313,15 К
и 323,15 К в диапазоне давлений 4,0 — 10,0 МПа.
Результаты сравнения с данными
Амстердамской лаборатории [1] подтвердили корректность
проведенного исследования.
Измеренные значения теплопроводности
хладагента R22 в зависимости от давления и
температуры указаны в таблице.
Исследованный образец хладагента R22
синтезирован в ГИПХ и по данным хроматогра-
фического анализа содержал 99,95% основного
продукта. Погрешность опытных данных вдали
от критической точки, по нашей оценке, ± A,5-^-
-=-2,0)%; в непосредственной близости от нее
погрешность возрастает в 2—3 раза.
Результаты проведенных измерений были
представлены в виде функциональной
зависимости избыточной теплопроводности от плотности:
X—X0 = AX = F{q),
A)
>
где X — теплопроводность при давлении р и
температуре Т;
Х0 — теплопроводность разреженного газа
при той же температуре;
q — плотность газа.
Анализ опубликованных данных по
теплопроводности хладагента R22 вместе с тем
показал, что разность ДА, в жидкой фазе зависит от
двух параметров — плотности и температуры.
Расслоение избыточной теплопроводности по
изотермам в АХ, g-координатах имеет
положительный по знаку температурный фактор и
сравнительно невелико. Поэтому для обобщения была
использована функциональная зависимость
AX = F(S); B)
где S = сотп,
со — приведенная плотность;
т — приведенная температура;
п= 0,05.
Аппроксимирующая зависимость имеет вид:
V~s
АХ= ¦
C)
a + 6Sa+exp (d + eSa) '
где a = 63,567; b = — 21,809; d = 5,853; e = — 5,294;
a = 0,8.
Для расчета теплопроводности разреженного
газа рекомендуется уравнение
Х0105 = Л7*+?ехр (С/Г3), D)
—
о •
-<>
CQ
396,70
396,79
396,75
396,78
396,79
396,79
396,73
396,75
396,76
' 384,24
384,25
384,23
384,23
384,26
384,28
396,07
396,16
396,19
396,25
396,27
396,29
380,87
380,87
380,88
380,89
380,89
380,89
380,71
380,50
380,72
380,93
380,69
410,58
410,55
410,55
410,57
410,44
410,66
410,70
410,79
237,98
245,60
259,57
278,21
319,79
354,77
356,20
400,87
424,55
МПа
О."
5,660
5,670
5,190
5,100
4,980
4,900
4,840
4,450
4,640
5,010
5,100
5,320
5,490
5,190
4,900
7,825
7,690
7,610
7,500
7,400
7,200
5,900
5,950
5,995
6,040
6,250
6,250
6,500
6,500
6,950
4,870
6,940
8,480
8,960
9,500
9,260
8,740
8,740
8,300
7,015
0,100
0,100
0,100
0,100
0,100
0,100
0,100
0,100
0,100
2664
2661
2449
2413
2375
2352
2326
2219
2265
2553
2564
2755
2904
2644
2472
4415
4319
4297
4254
4211
4006
4516
4684
5036
4899 |
5021
5024
5002
5006 1
5160
2577
5048
3960
4200
4421
4352
4159
4110
3854
3093
723
759
840
946
1194
1414
1428
1751
1910
о •
СО
373,38
373,35
373,29
373,28
373,31
373,36
373,38
373,41
373,28
373,33
373,39
373,40
373,40
373,38
373,59
373,24
373,72
373,84
373,28
380,90
380,88
319,52
357,71
396,55
313,83
355,85
398,60
366,56
395,83
395,14
326,43"
369,38
369,55
369,60
369,60
323,44
323,44
323,44
374,34
396,94
378,57
376,44
315,81
366,85
368,43
365,80
375,21
364,30
374,34
345,50
МПа
с?
5,245
5,280
5,350
5,330
5,315
5,300
5,445
5,490
5,500
5,750
6,450
6,450
6,900
6,000
5,000
5,395
4,460
3,460
5,420
5,590
5,780
0,800
0,100
0,900
4,200
5,200
6,600
7,400
6,100
7,000
2,560
7,300
5,890
5,250
5,250
4,760
6,950
6,000
8,400
3,500
0,900
0,900
0,800
2,000
4,600
1,630
0,980
5,020
4,140
3,320
*
ьГ
4584
5327
7492
7600
7124
6208
6116
5671
5496
5260
5333
5358
5453
5272
3240
6744
2462
2007
6414
3456
4041
1248
1430
1736
7732
5985
3273
6054
3051
4011
7081
5689
5423
5452
5471
7386
7553
7497
5693
2062
1618
1607
1249
1697
2744
1627
1614
5554
2228
6184
где Л=9,4476. 10~2; В = — 968,3; С = —2,733-
. 108; Л = 1,637.
Уравнения C) и D) получены на основании
совместной обработки примерно 450
опубликованных в литературе экспериментальных точек,
охватывающих интервал о =0^-2,6 и т = 0,64ч-
Ч-1,23 (S =0-^2). Значения плотности
хладагента R22 приняты из работы [2].
Рассчитанные по рекомендуемому уравнению
значения теплопроводности газа хорошо
согласуются с данными работ Груздева, Шестовой
и Селина, Геллера с сотрудниками [3].
Зависимость C) не учитывает особенности
теплопроводности R22 вблизи критической точки.
Вместе с тем анализ данных, представленных
6i

в таблице, показывает, что с приближением
к критической точке теплопроводность сильно
возрастает Сингулярности теплопроводности
обнаружены на изотермах 384,2; 373,2; 380,8 и
396,2 К- При более высоких температурах
максимумы теплопроводности практически не
различимы. Отмеченная особенность существенно
затрудняет аналитическое описание поведения
теплопроводности, поэтому было использовано
уравнение, апробированное нами ранее при анализе
данных о теплопроводности метана:
S4
У~ HexpyS+Gexp (-xS2) +A; E)
</=*-V ,F>
где Н, у, G, х — коэффициенты уравнения;
Д — слагаемое, учитывающее
особенности изменения
теплопроводности в области острых «пиков»;
А, — измеренная теплопроводность в
области критической точки;
Хр — теплопроводность, рассчитанная
по уравнению B).
РЕФЕРАТУ
УДК 621.57.004.183
Повышение энергетической эффективности
холодильных машин. БЫКОВ А. В., КАЛ-
НИНЬ И. М., БЕЖАНИШВИЛИ Э. М.,
ЦИРЛИН Б. Л. «Холодильная техника», 1982,
№ 6.
Проанализированы структурные составляющие
энергетических затрат и определены основные
пути повышения энергетического совершенства
холодильного оборудования. Показано, что
осуществленные в десятой пятилетке и намеченные
к реализации в одиннадцатой пятилетке
мероприятия по обновлению, совершенствованию и
модернизации холодильного оборудования дают
большой экономический эффект и сокращают
потребление электроэнергии.
Таблиц 3. Иллюстрация 1. Список литературы —
10 названий.
УДК 628.84:621.577
Расчет бытового кондиционера с тепловым
насосом. ВОЛГИН Г. И., СЕМЕНОВ П. Г.
«Холодильная техника», 1982, № 6.
Предложена методика инженерных расчетов
при проектировании бытовых кондиционеров,
предназначенных для круглогодичного
кондиционирования воздуха. Приведены особенности
расчета кондиционера в режиме нагревания.
Показано определение графо-аналитическим
методом температурного режима работы
кондиционера.
Таблица 1. Иллюстраций 3 Список
литературы — 6 названий.
Поскольку максимумы теплопроводности
смещены относительно критической изохоры,
аналитические выражения для функций
представлены в виде набора температурных функций и
включены в разработанную программу расчета
теплопроводности на ЭЦВМ.
Список использованной литературы
1. Алтунин В. В. Теплофизические свойства
двуокиси углерода. М., Изд-во стандартов,
1975, 546 с.
2. Клецки й А. В. Таблицы
термодинамических свойств газов и жидкостей. Фреон 22.
М., Изд-во стандартов, 1978, вып. 2, 60 с.
3. Теплопроводность жидкостей и
газов / Н. Б. Варгафтик, Л. П. Филиппов,
А. А. Тарзиманов и др. М., Изд-во стандартов,
1978, 472 с. -. ¦ i
4. Цветков О. Б., Лаптев Ю. А.
Экспериментальная установка для исследования
теплопроводности газов методом нагретой
нити. — Изв. вузов. Приборостроение, 1975, т. 18,
№ 8, с. 127^130.
УДК 628.84.001.5
Исследование систем кондиционирования
воздуха с теплоутилизаторами. КРЕСЛИНЬ А. Я.,
ГОРЖАЛЬЦАН Е. И., ЛЕШИНСКИС А. X.
«Холодильная техника», 1982, № 6.
Рассмотрены теплоутилизаторы с различным
взаимным расположением теплообменника явного
тепла и энтальпийного тепловлагообменника и с
тремя вариантами подвода к ним уходящего
воздуха. Описаны принципы, построения
алгоритмов управления системами
кондиционирования воздуха, в которых использованы
теплоутилизаторы указанных типов.
Иллюстраций 2. Список литературы — 4
названия.
УДК 621.575:621.577 i
Высокотемпературные абсорбционные бромисто-
литиевые агрегаты для производства холода
и тепла. БЫКОВ А. В., ШМУЙЛОВ Н. Г., ДРАН-
КОВСКИЙ И. К. «Холодильная техника»,
1982, № 6.
Разработаны модификации серийных АБХА-2500:
с высокотемпературным генератором для работы
в системе котельных и промышленных ТЭЦ,
обеспечивающим снижение расхода греющей среды и
охлаждающей воды, вариант для
одновременной выработки холода и тепла, тепловой насос
для получения горячей воды. Приведены их
технические характеристики, описаны схемы
применения.
Таблица 1. Иллюстраций 2. Список литературы —
5 названий.
62

УДК [621.57:621.438]-68
Утилизация вторичных энергоресурсов в тепло-
использующих ту рбохолод ильных машинах с
авиационными двигателями. БОНДАРЕН-
КО Л. Ф., БОНДАРЕВ И. Т., АБРАМОВ А. С,
МЕЛЬНИК В. В. «Холодильная техника»,
1982, № 6.
Рассматривается возможность замены редукцион-
но-охладительных устройств систем
теплоснабжения промышленных предприятий турбиной
теплоиспользующего турбокомпрессора,
работающего в схеме турбохолодильной машины.
Описана созданная на основе двух
реконструированных авиационных газотурбинных двигателей,
отработавших летный моторесурс, теплоисполь-
зующая ТХМ для системы технологического
кондиционирования воздуха, внедренной в
производственном цехе Балаковского ПО «Химволокно».
Приведены результаты испытаний ТХМ.
Утилизация материальных и вторичных энергоресурсов
позволила получить реальный экономический
эффект более 80 тыс. руб. в год.
Иллюстраций 2. Список литературы — 2
названия.
УДК [621.564.32:621.575] :536.001.5
Исследование термодинамических свойств
многокомпонентных растворов для абсорбционных
холодильных машин. ПИНЧУК О. А.,
ОРЕХОВ И. И., КАРАВАН С. В., ТИМОФЕЕВ-
СКИЙ Л. С. «Холодильная техника», 1982, № 6.
Предложена новая рабочая смесь солей LiCl —
СаС12—Zn(N03J— H20 для абсорбционной
холодильной машины, для которой при
соотношении солей LiCl:CaCl2:Zn(N03J = 4,2:2,7:1,0
экспериментально определены теплота смешения,
теплоемкость, давление насыщенных паров
воды над растворами и растворимость. Проведен
теоретический анализ циклов абсорбционной
холодильной машины с предложенным раствором.
По совокупности термодинамических свойств
предложенный раствор имеет некоторые
преимущества по сравнению с раствором LiBr—Н20.
Таблица 1. Иллюстраций 3. Список
литературы — 10 названий.
УДК 621.575.001.375
ьВыбор расчетных режимов абсорбционных бро-
мистолитиевых холодильных машин в
зависимости от параметров внешних источников.
РОЗЕНФЕЛЬД Л. М., ШМУЙЛОВ Н. Г.
«Холодильная техника», 1982, № 6.
Рассматриваются вопросы выбора параметров
цикла абсорбционных бромистолитиевых
холодильных машин по оптимальным энергетическим
и массовым показателям. Отмечается различие
оптимизации комплексной системы и самой
машины. Оптимизацию машины целесообразно
проводить по физическим параметрам.
Экономическая оптимизация рекомендуется для системы
тепло-, водо-, энергоснабжения, где машины
являются одним из элементов с определенными
технико-экономическими показателями.
Таблиц 2. Иллюстраций 2. Список литературы —
4 названия.
УДК 628.84.001.375
Об оптимизации работы установок
кондиционирования воздуха. ГОГОЛИН А. А.
«Холодильная техника», 1982, № 6.
Дан анализ режимов работы установок
кондиционирования воздуха при переменной тепло-
влажностной нагрузке в течение года. Показано,
что использование наружного воздуха для отвода
внутреннего тепла зависит от величины тепло-
избытков в помещении.
Иллюстраций 5. Список литературы — 2
названия.
УДК [624.13:624.143.34]-68
Использование вторичных энергоресурсов для
обогрева грунта под холодильниками
мясокомбинатов. ГОЛОВКИНА В. Н. «Холодильная
техника», 1982, №6.
Сравнение двух систем обогрева грунта под
холодильниками мясокомбинатов (на основе
проектных и эксплуатационных данных) выявило
преимущества, по сравнению с электрообогревом,
этиленгликолевой трубной системы, при которой
достигается значительное снижение расхода
электроэнергии благодаря использованию для
нагрева теплоносителя — водного раствора
этиленгликоля тепла горячих паров аммиака,
нагнетаемых в конденсатор холодильной
установки.
УДК 621.577-67
Анализ работы гелиосистемы с теплонасосной
установкой. ПОНОМАРЕВ В. Н., ТЮТЮННИ-
КОВ А. И., МОСЯГИН В. Ю. «Холодильная
техника», 1982, № 6.
Приведены зависимости, входящие в
математическую модель гелиосистемы с теплонасосной
установкой. С помощью ЭВМ рассчитаны
характеристики компрессора на хладагентах R12,
R142, R12B1 при высоких температурах кипения
и конденсации. Проведен анализ работы
гелиосистемы с ТНУ для условий Ташкента. Рассмотрен
характер изменения приведенных затрат в
зависимости от цен на электроэнергию и гелио-
приемники.
Иллюстраций 4. Список литературы — 8
названий.
УДК 621.577-67:637.113
Теплохладоснабжение животноводческих ломе-
щений на базе геотермальных вод. ШЛИ-
ГЕРСКИЙ И. М., РОХЛЕЦОВ Л. П.
«Холодильная техника», 1982, № 6.
Описана установка, круглогодично
обеспечивающая хозяйственно-питьевое и горячее
водоснабжение, а также отопление зимой и хладоснабже-
ние летом животноводческих помещений на
базе низкоминерализованных геотермальных вод
с температурой 20—40° С. Приведены
номограмма и пример расчета летнего режима работы
Установки.
Иллюстраций 2. Список литературы — 5
названий.
63

УДК [621.577:621.575] .001.375
Повышение эффективности абсорбционных
трансформаторов тепла. ГРОСМАН Э. Р.,
ШАВРИН В. С. «Холодильная техника», 1982, № 6.
Приведены результаты испытаний опытного
образца абсорбционного хлористолитиевого
теплового насоса и показаны его преимущества
при получении горячей воды с температурой
до 90°С.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список литературы —
8 названий.
УДК 621.577-67
Комплексное использование тепла морской
воды и солнечной энергии в системе тепло-
хладоснабжения. ГЕРШКОВИЧ В. Ф.,
ТЕЛЕГИНА И. П. «Холодильная техника», 1982,
№ 6.
Описан проект системы теплохладоснабжения,
в которой в целях повышения эффективности
ее работы использованы тепло морской воды,
солнечная энергия и вторичные тепловые
ресурсы. В результате доля электроэнергии,
потребляемой объектом за год, согласно расчету
не превысит 13%. Приведена принципиальная
схема системы теплохладоснабжения.
Таблица 1. Иллюстрация 1. Список литературы —
2 названия.
УДК 621.577-67
Гелиотеплонасосная система
теплохладоснабжения. ДАРЧИЯ Г. И., РАТИАНИ Г. В., ХУНЦА-
РИЯ Р. К., УНГИАДЗЕ Н. М. «Холодильная
техника», 1982, № 6.
Приведена принципиальная схема
теплохладоснабжения дома отдыха в Пицунде с помощью
гелиотеплонасосной установки.
Технико-экономическое сравнение сем» вариантов
теплохладоснабжения показало перспективность
применения гелиотеплонасосных установок на
черноморских курортах Грузии.
Таблиц 2. Иллюстрация 1.
УДК 628.84-68:621.565.93/.94
Выбор оборудования для утилизации тепла
и холода в системах кондиционирования
воздуха. ИВАНОВ О. П. «Холодильная техника»,
1982, № 6.
Излагаются принципы оценки теплообменного
оборудования для блоков утилизации тепла
и холода в системах кондиционирования
воздуха, основанные на системном подходе и
применении эксергетического метода анализа
эффективности.
Иллюстраций 4. Список литературы — 7
названий.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: М. П. Кузьмин (главный редактор), Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов,
Е. М. Агарев, Л. Ф. Бондаренко, д-р техн. наук, проф. В. М. Бродянский, д-р техн. наук А. В. Быков, И. М. Гиндлин,
д-р техн. наук, проф. А. А. Гоголин, А. П. Еркин, И. М. Калнинь, д-р техн. наук, проф. Э. И. Каухчешвили, В. Д. Леонов,
А. П. Леонтьев, Г. А. Новиков, В. В. Оносовский, д-р техн. наук, проф. И. И. Орехов, И. С. Остасевич, М. М. Позин,
Н. К. Плотников, Ю. Я. Сенягин, А. Н. Сергиенко, В. М. Шавра.
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Рукописи не возвращаются
Сдано в набор 19.04.82. Подписано в печать 18.05.82. Т-05500. Формат 70x108 1/16. Фотонабор. Офсет. Объем 4,0 печ. л.
Усл.-печ. л. 5,6. Усл. л. кр.-отт. 6,13. Уч.-изд. л. 7,19. Тираж 11 240 экз. Заказ 909
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12.
Телефон: .216-77-00
Ордена Трудового Красного Знамени Чеховский полиграфический комбинат ВО «Союзполиграфпром»
Государственного комитета СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
142300, г. Чехов Московской области