RU2807657C1 - Device for increasing heat transfer of refrigeration unit condenser - Google Patents
Device for increasing heat transfer of refrigeration unit condenser Download PDFInfo
- Publication number
- RU2807657C1 RU2807657C1 RU2023118571A RU2023118571A RU2807657C1 RU 2807657 C1 RU2807657 C1 RU 2807657C1 RU 2023118571 A RU2023118571 A RU 2023118571A RU 2023118571 A RU2023118571 A RU 2023118571A RU 2807657 C1 RU2807657 C1 RU 2807657C1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- heat transfer
- condenser
- refrigeration unit
- porous wall
- refrigerant
- Prior art date
Links
- 238000005057 refrigeration Methods 0.000 title claims abstract description 50
- 238000012546 transfer Methods 0.000 title claims abstract description 44
- 238000000034 method Methods 0.000 abstract description 17
- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 abstract description 7
- 238000005265 energy consumption Methods 0.000 abstract description 4
- 239000000126 substance Substances 0.000 abstract description 3
- 230000000694 effects Effects 0.000 abstract description 2
- 230000002708 enhancing effect Effects 0.000 abstract 1
- 239000003507 refrigerant Substances 0.000 description 40
- 239000007788 liquid Substances 0.000 description 27
- 239000007791 liquid phase Substances 0.000 description 13
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 12
- 230000005494 condensation Effects 0.000 description 11
- 238000009833 condensation Methods 0.000 description 11
- 239000002826 coolant Substances 0.000 description 9
- 239000003921 oil Substances 0.000 description 8
- 238000013461 design Methods 0.000 description 6
- XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N water Substances O XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 5
- VOPWNXZWBYDODV-UHFFFAOYSA-N Chlorodifluoromethane Chemical compound FC(F)Cl VOPWNXZWBYDODV-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 3
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 3
- 230000033228 biological regulation Effects 0.000 description 2
- 238000001816 cooling Methods 0.000 description 2
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 2
- 238000004377 microelectronic Methods 0.000 description 2
- 239000007858 starting material Substances 0.000 description 2
- 230000001133 acceleration Effects 0.000 description 1
- 239000000498 cooling water Substances 0.000 description 1
- 239000007789 gas Substances 0.000 description 1
- 230000005484 gravity Effects 0.000 description 1
- 238000009434 installation Methods 0.000 description 1
- 230000002427 irreversible effect Effects 0.000 description 1
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 1
- 238000013021 overheating Methods 0.000 description 1
- 239000002245 particle Substances 0.000 description 1
- 230000000737 periodic effect Effects 0.000 description 1
- 239000012071 phase Substances 0.000 description 1
- 238000005086 pumping Methods 0.000 description 1
- 230000004936 stimulating effect Effects 0.000 description 1
- 238000004781 supercooling Methods 0.000 description 1
- 230000005514 two-phase flow Effects 0.000 description 1
Abstract
Description
Изобретение относится к энергосберегающим устройствам повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки и может быть использовано в теплообменных устройствах в энергетике, химической, нефтегазовой, пищевой отраслях промышленности, на транспорте. Устройство повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки позволяет увеличить теплоотдачу конденсатора при сохранении энергопотребления, как следствие, возрастает холодопроизводительность холодильной установки, реализуется снятие перегрева на входе в конденсатор и переохлаждение хладагента на выходе из конденсатора, повышается надежность конструкции.The invention relates to energy-saving devices for increasing the heat transfer of a refrigeration unit condenser and can be used in heat exchange devices in the energy, chemical, oil and gas, food industries, and transport. A device for increasing the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit makes it possible to increase the heat transfer of the condenser while maintaining energy consumption, as a result, the cooling capacity of the refrigeration unit increases, the removal of overheating at the inlet to the condenser and the subcooling of the refrigerant at the outlet of the condenser is realized, and the reliability of the design is increased.
Известна система регулирования процессом теплоотдачи холодильной установки авторов Великанова В.И., Коптелова К.А по патенту на полезную модель №138287, дата публикации 10.03.2014 г. Система регулирования, содержит контроллер, регулятор давления конденсации, устройство регулирования расхода хладагента, терморегулирующий вентиль, электромагнитный клапан, обеспечивает повышение эффективности работы холодильной установки путем перераспределения потока хладагента.A known system for regulating the process of heat transfer of a refrigeration unit by the authors Velikanova V.I., Koptelova K.A under utility model patent No. 138287, publication date 03/10/2014. The control system contains a controller, a condensation pressure regulator, a device for regulating the refrigerant flow, a thermostatic valve , a solenoid valve, improves the efficiency of the refrigeration unit by redistributing the refrigerant flow.
Недостатком указанной системы регулирования процессом теплоотдачи холодильной установки для интенсификации процесса теплообмена является сложность конструкции, например, требуется вынос системы охлаждения вне здания. Указанная система допускает применение только для определенного типа холодильных установок.The disadvantage of this system for regulating the heat transfer process of a refrigeration unit to intensify the heat transfer process is the complexity of the design, for example, it requires the removal of the cooling system outside the building. This system can only be used for a certain type of refrigeration unit.
Известна система регулирования холодильной установки авторов Доронина М.Н., Ким Л.А., Момот В.И. по патенту №2027960 дата публикации 27.01.1995 г. Регулирование работой соленоидных вентилей на линиях охлаждающей воды и фреона в указанной системе производится с помощью датчика-реле температуры хладагента, датчиков-реле защиты агрегатов установки, магнитных пускателей и электродвигателей насоса и компрессора, элементов сигнализации. Причем бесконтактные логические устройства, включающие управляющий триггер, блок автоматики безопасности, блок управления, микроэлектронный регулятор температуры, таймер и пост управления, являются элементами сигнализации указанной системы. Блок управления на входе подключен к блоку автоматики безопасности и микроэлектронному регулятору температуры, а на выходе - к магнитным пускателям электродвигателей и соленоидным вентилям, управляющий триггер на входе соединен с постом управления, а на выходе - с блоком управления, таймер на входе подключен к посту управления, а на выходе - к блоку управления.A known system for regulating a refrigeration unit is the authors M.N. Doronina, L.A. Kim, V.I. Momot. according to patent No. 2027960 date of publication 01/27/1995 Regulation of the operation of solenoid valves on the cooling water and freon lines in the specified system is carried out using a refrigerant temperature sensor-relay, protection sensors-relays for installation units, magnetic starters and electric motors of the pump and compressor, alarm elements . Moreover, contactless logical devices, including a control trigger, an automatic safety unit, a control unit, a microelectronic temperature controller, a timer and a control station, are alarm elements of the specified system. The control unit at the input is connected to the safety automation unit and microelectronic temperature controller, and at the output - to magnetic motor starters and solenoid valves, the control trigger at the input is connected to the control station, and at the output - to the control unit, the timer at the input is connected to the control station , and at the output - to the control unit.
Недостатком этой системы является отсутствие оперативного управления процессом теплоотдачи в элементах холодильной установки, средств диагностики и регулирования режимами течения хладагента в конденсаторе, испарителе, соединительных трубопроводах холодильной установки, следовательно, термодинамическая эффективность самого холодильного цикла остается на прежнем уровне. Эта система управления применяется для ограничения величины пусковых токов при включении и выключении компрессора и стабилизации работы холодильной установки, но наличие управляющего триггера, блоков автоматики, функции которых может выполнить контроллер, существенно усложняет конструкцию известной системы.The disadvantage of this system is the lack of operational control of the heat transfer process in the elements of the refrigeration unit, diagnostic tools and regulation of the refrigerant flow regimes in the condenser, evaporator, and connecting pipelines of the refrigeration unit; therefore, the thermodynamic efficiency of the refrigeration cycle itself remains at the same level. This control system is used to limit the magnitude of starting currents when turning the compressor on and off and to stabilize the operation of the refrigeration unit, but the presence of a control trigger and automation units, the functions of which can be performed by the controller, significantly complicates the design of the known system.
Известны переохладители, которые используют холодный пар хладагента, взятый из всасывающей полости компрессора для переохлаждения рабочего тела после конденсатора холодильной установки. Процесс теплообмена осуществляется перед входом в регулирующий клапан в двухконтурном теплообменнике с противотоком всасываемого пара к жидкому хладагенту. Схема такого устройства представлена на рис. 8-8 с. 118 в книге автора Рой Дж. Доссата «Основы холодильной техники», изд. «Легкая и пищевая промышленность»,1984 г. Тепло, переданное от жидкого хладагента холодному пару остается в системе, способствуя повышению температуры всасываемого пара, поступающего в компрессор. При этом снижается эффект повышения удельной холодопроизводительности за счет переохлаждения жидкого хладагента.Subcoolers are known that use cold refrigerant vapor taken from the suction cavity of the compressor to supercool the working fluid after the condenser of the refrigeration unit. The heat exchange process is carried out before entering the control valve in a double-circuit heat exchanger with a counterflow of suction vapor to the liquid refrigerant. The diagram of such a device is shown in Fig. 8-8 s. 118 in the book by Roy J. Dossat, Fundamentals of Refrigeration, ed. “Light and Food Industry”, 1984. The heat transferred from the liquid refrigerant to the cold steam remains in the system, helping to increase the temperature of the suction steam entering the compressor. At the same time, the effect of increasing specific refrigeration capacity due to supercooling of the liquid refrigerant is reduced.
Известен переохладитель жидкости в тепловом насосе по патенту на изобретение РФ 2152568 МКИ F25B 43/02 авторов Горшкова В.Г. и др. В этом устройстве после конденсатора в холодильном контуре установлен переохладитель жидкого рабочего тела, связанный с источником низкотемпературного тепла, например, водой из скважины. В двухконтурном переохладителе происходит теплообмен, хладагент переохлаждается, затем поступает в испаритель через дроссельный вентиль. Недостатком такого устройства является необратимый расход воды, стоимость которой растет ежегодно, затраты энергии для подъема воды из скважины и прокачки через контур переохладителя.A liquid subcooler in a heat pump is known according to the RF patent 2152568 MKI F25B 43/02 authors Gorshkova V.G. etc. In this device, after the condenser in the refrigeration circuit, a subcooler of the liquid working fluid is installed, connected to a source of low-temperature heat, for example, water from a well. In a double-circuit subcooler, heat exchange occurs, the refrigerant is supercooled, then enters the evaporator through the throttle valve. The disadvantage of such a device is the irreversible consumption of water, the cost of which increases every year, and the energy costs for lifting water from the well and pumping it through the subcooler circuit.
Известна полезная модель по патенту РФ 151158 U1 МПК F25B 43/02 (2006.01) авторов Велюханов В.И., Коптелов К.А., в которой поставленная задача достигается тем, что переохладитель жидкого хладагента в конденсаторе холодильной установки, включающий контур хладагента и контур хладоносителя, выполнен в виде газожидкостного теплообменника с побудителем расхода воздуха, установленным над газожидкостным теплообменником. Контур жидкого хладагента выполнен оребренным, контур хладоносителя выполнен разомкнутым. В состав переохладителя входят ороситель, установленный между побудителем расхода воздуха и оребренным контуром хладагента, поддон для сбора хладоносителя, регулятор уровня хладоносителя. В полезной модели в качестве хладоносителя выбрана вода, организовано встречное направление потоков воздуха и капельного хладоносителя из оросителя. Недостатками такого переохладителя являются: необходимость пополнения из внешних источников испарившегося хладоносителя (воды), общие потери которого достигают 3-4% от общего количества циркулирующей охлаждающей жидкости, энергетические затраты на побудители расхода воздуха и хладоносителя.A utility model is known under RF patent 151158 U1 MPK F25B 43/02 (2006.01) by Velyukhanov V.I., Koptelov K.A., in which the task is achieved by the fact that the subcooler of the liquid refrigerant in the condenser of the refrigeration unit, including the refrigerant circuit and the circuit coolant, made in the form of a gas-liquid heat exchanger with an air flow stimulator installed above the gas-liquid heat exchanger. The liquid refrigerant circuit is made finned, the coolant circuit is made open. The subcooler includes a sprinkler installed between the air flow stimulator and the finned refrigerant circuit, a coolant collection tray, and a coolant level regulator. In the utility model, water is selected as the coolant, and a counter flow of air and drip coolant from the sprinkler is organized. The disadvantages of such a subcooler are: the need to replenish evaporated coolant (water) from external sources, the total loss of which reaches 3-4% of the total amount of circulating coolant, energy costs for stimulating air and coolant flow.
В статье «Гидродинамика и теплообмен при полной конденсации пара в каналах малых размеров» авторов Буз В.Н., Гончаров К.А. (XIII Школа семинар «Физические основы экспериментального и математического моделирования процессов газодинамики и теплообмена в энергетических установках» под руководством акад. РАН Леонтьева А.И. С-Петербург, май, 2001 г., С. 381-384) приведены значения коэффициента теплоотдачи в конкретных сечениях трубы конденсатора в условиях пленочной конденсации. В области кольцевого течения хладагента величина коэффициента теплоотдачи нелинейно уменьшается от 8000 до 2000 Вт/(кв. м К) в зависимости от увеличения толщины пленки жидкой фазы хладагента на внутренней поверхности трубы конденсатора.In the article “Hydrodynamics and heat transfer during complete condensation of steam in small channels” by authors Buz V.N., Goncharov K.A. (XIII School seminar “Physical foundations of experimental and mathematical modeling of gas dynamics and heat transfer processes in power plants” under the leadership of RAS academician Leontiev A.I. St. Petersburg, May, 2001, pp. 381-384) the values of the heat transfer coefficient in specific sections of the condenser pipe under conditions of film condensation. In the region of annular refrigerant flow, the value of the heat transfer coefficient nonlinearly decreases from 8000 to 2000 W/(sq. m K) depending on the increase in the thickness of the film of the liquid phase of the refrigerant on the inner surface of the condenser pipe.
В докладе автора Сажина И.А. «Влияние параметров жидкой пленки хладагента на теплоотдачу конденсатора холодильной установки», опубликованного в Тезисах докладов XXXV Сибирского теплофизического семинара, Новосибирск, институт теплофизики им. С.С. Кутателадзе СО РАН 27-29 августа 2019 г., с. 339 приведены расчетные соотношения для вычисления толщины жидкой пленки хладагентов R22, R134a конденсата по эмпирическим соотношениям Фулфорда: , образующейся на внутренней поверхности трубы конденсатора, где - число Рейнольдса жидкой пленки конденсата, - коэффициент кинематической вязкости жидкой фазы хладагента, g - ускорение свободного падения, - средняя скорость жидкой пленки конденсата.In the report of the author Sazhin I.A. “The influence of the parameters of the liquid film of the refrigerant on the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit,” published in the Abstracts of the XXXV Siberian Thermophysical Seminar, Novosibirsk, Institute of Thermophysics named after. S.S. Kutateladze SB RAS August 27-29, 2019, p. 339 shows the calculated relations for calculating the thickness of the liquid film of the refrigerants R22, R134a condensate using the empirical Fulford relations: , formed on the inner surface of the condenser tube, where - Reynolds number of the liquid film of condensate, - coefficient of kinematic viscosity of the liquid phase of the refrigerant, g - free fall acceleration, - average speed of the liquid film of condensate.
В книге автора Исаченко В.П. «Теплообмен при конденсации», изд. М. «Энергия», 1977 г. на стр. 70-71 рассмотрен процесс отсасывания конденсата в пористую стенку для уменьшения толщины жидкой пленки хладагента, что способствует росту коэффициента теплоотдачи. В этой книге на стр. 111 приведен рис. 4-24, который демонстрирует увеличение значения среднего относительного коэффициента теплоотдачи при уменьшении величины безразмерного параметра, характеризующего толщину ламинарной жидкой пленки рабочего тела. Там же на стр. 114 на рис. 4-25 приведены значения безразмерного коэффициента теплоотдачи как функции числа Рейнольдса газовой фазы рабочего тела. При увеличении скорости пара теплоотдача турбулентной жидкой пленки жидкой фазы возрастает.In the book by the author Isachenko V.P. "Heat transfer during condensation", ed. M. "Energy", 1977 on pp. 70-71, the process of suction of condensate into a porous wall is considered to reduce the thickness of the liquid film of the refrigerant, which contributes to an increase in the heat transfer coefficient. In this book on page 111 there is a fig. 4-24, which demonstrates an increase in the value of the average relative heat transfer coefficient with a decrease in the value of the dimensionless parameter characterizing the thickness of the laminar liquid film of the working fluid. Ibid on page 114 in Fig. 4-25 shows the values of the dimensionless heat transfer coefficient as a function of the Reynolds number of the gas phase of the working fluid. As the steam velocity increases, the heat transfer from the turbulent liquid film of the liquid phase increases.
Анализ влияния холодильных масел на теплофизические свойства фреонов при конденсации рабочего тела рассмотрен в статье автора Романа Маслова «Масла для холодильных машин» (http://www.expert-oil.com/articles/holodilnie_masla.html, дата обращения 22.01.2022 г.). Холодильное масло вместе с хладагентом после сжатия в компрессоре поступает в конденсатор в виде перегретого пара. Концентрация холодильного масла не превосходит 10% от массы хладагента. Холодильные масла имеют вязкость обеспечивающую требуемую смазываемость трущихся пар в компрессоре, а также высокую растворимость в хладагенте в области рабочих температур (рис 4 с. 8), постоянную теплопроводность (с. 4), превышающую теплопроводность хладагента. Таким образом, процесс конденсации рабочего тела, состоящего из хладагента и холодильного масла, соответствует конденсации чистого хладагента.An analysis of the influence of refrigeration oils on the thermophysical properties of freons during condensation of the working fluid is considered in the article by the author Roman Maslov “Oils for refrigeration machines” (http://www.expert-oil.com/articles/holodilnie_masla.html, accessed 01/22/2022 ). Refrigeration oil together with the refrigerant, after being compressed in the compressor, enters the condenser in the form of superheated steam. The concentration of refrigeration oil does not exceed 10% by weight of the refrigerant. Refrigeration oils have a viscosity that provides the required lubricity of rubbing pairs in the compressor, as well as high solubility in the refrigerant in the operating temperature range (Fig. 4 p. 8), constant thermal conductivity (p. 4), exceeding the thermal conductivity of the refrigerant. Thus, the process of condensation of the working fluid, consisting of refrigerant and refrigeration oil, corresponds to the condensation of pure refrigerant.
Близкой по технической сущности к заявляемой системе является система автоматического регулирования процессом теплоотдачи в холодильной установке авторов Гужова В.И., Сажина И.А., Шумейко В.А., Сажина А.И. по патенту №159644 дата публикации 20.02.2016 г., являющаяся прототипом предлагаемого устройства повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки, содержащая контроллер, датчики температуры, электромагнитные клапаны, размещенные в трубе конденсатора, трубопроводы, ресивер. Число датчиков и электромагнитных клапанов зависит от размеров конденсатора холодильной установки и может варьироваться от 18 до 30 единиц. Датчики температуры соединены с контроллером, который, регулирует работу электромагнитных клапанов.Close in technical essence to the proposed system is a system for automatic control of the heat transfer process in a refrigeration unit by the authors Guzhova V.I., Sazhina I.A., Shumeiko V.A., Sazhina A.I. according to patent No. 159644 publication date 02.20.2016, which is a prototype of the proposed device for increasing the heat transfer of a refrigeration unit condenser, containing a controller, temperature sensors, solenoid valves located in the condenser pipe, pipelines, and a receiver. The number of sensors and solenoid valves depends on the size of the refrigeration unit condenser and can vary from 18 to 30 units. Temperature sensors are connected to a controller, which regulates the operation of the solenoid valves.
Недостатками известной системы (прототипа) являются большое количество электромагнитных клапанов, датчиков давления и температуры, которые существенно усложняют конструкцию системы регулирования процессом теплоотдачи в холодильной установке и снижают надежность прототипа. Оси отверстий, через которые часть жидкой пленки хладагента отсасывается электромагнитными клапанами, выполнены перпендикулярно оси трубы конденсатора, что приводит к появлению турбулентности течения, ухудшает процесс регулирования теплоотдачи конденсатора холодильной установки прототипа.The disadvantages of the known system (prototype) are a large number of solenoid valves, pressure and temperature sensors, which significantly complicate the design of the system for regulating the heat transfer process in a refrigeration unit and reduce the reliability of the prototype. The axes of the holes through which part of the liquid film of the refrigerant is sucked off by the electromagnetic valves are made perpendicular to the axis of the condenser pipe, which leads to the appearance of flow turbulence and worsens the process of regulating the heat transfer of the condenser of the prototype refrigeration unit.
Задачей (техническим результатом) предлагаемого устройства повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки является повышение теплоотдачи конденсатора холодильной установки без увеличения энергопотребления.The objective (technical result) of the proposed device for increasing the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit is to increase the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit without increasing energy consumption.
Поставленная задача достигается тем, что устройство повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки, содержащая пористую стенку в виде двух щелей с герметичными корпусами, расположенная в первой четверти длины трубы конденсатора, каждая из щелей является системой овальных отверстий, размещенных периодическим образом по окружности трубы конденсатора, герметичные корпуса соединены участками трубопровода с электромагнитным клапаном, соединенный с ресивером, два датчика температуры, размещенные перед первой и за второй щелями пористой стенки, датчики температуры подключены к контроллеру холодильной установки.The task is achieved by the fact that the device for increasing the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit, containing a porous wall in the form of two slits with sealed housings, located in the first quarter of the length of the condenser pipe, each of the slots is a system of oval holes placed periodically around the circumference of the condenser pipe, sealed housings connected by sections of pipeline with an electromagnetic valve connected to the receiver, two temperature sensors placed in front of the first and behind the second slots of the porous wall, temperature sensors connected to the refrigeration unit controller.
На Фиг. 1 приведена структурная схема предлагаемого устройства повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки, содержащая: 1 - контроллер холодильной установки (далее контроллер), 2 - датчики температуры, 3 - герметичный корпус, 4 - первую щель пористой стенки, 5 - вторую щель пористой стенки, 6 - трубу конденсатора, 7, 8, 9 - трубопроводы, 10 - электромагнитный клапан, 11 - ресивер.In FIG. Figure 1 shows a block diagram of the proposed device for increasing the heat transfer of a refrigeration unit condenser, containing: 1 - refrigeration unit controller (hereinafter referred to as controller), 2 - temperature sensors, 3 - sealed housing, 4 - first slot of the porous wall, 5 - second slot of the porous wall, 6 - condenser pipe, 7, 8, 9 - pipelines, 10 - solenoid valve, 11 - receiver.
На Фиг. 2 приведена схема щели пористой стенки устройства повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки с указанием скоростей потока жидкой пленки, содержащая 12 - пористую стенку, 13 - отверстие щели пористой стенки.In FIG. Figure 2 shows a diagram of the slot of the porous wall of the device for increasing the heat transfer of the condenser of the refrigeration unit, indicating the flow rates of the liquid film, containing 12 - a porous wall, 13 - an opening of the slot of the porous wall.
На Фиг. 3 приведена форма одного отверстия щели пористой стенки с указанием размеров: 2a - по периметру трубы, 2b - вдоль оси трубы конденсатора.In FIG. Figure 3 shows the shape of one hole in the slot of the porous wall, indicating the dimensions: 2a - along the perimeter of the pipe, 2b - along the axis of the condenser pipe.
Устройство повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки содержит пористую стенку в виде двух щелей 4,5 с герметичным корпусом 3, размещенную в первой четверти трубы конденсатора 6, герметичные корпуса соединены участками трубопровода 7,8 с электромагнитным клапаном 10, управляемым контроллером 1, получающим показания от двух датчиков температуры 2, размещенных перед первой 4 и за второй 5 щелями пористой стенки устройства. Участок 9 трубопровода соединяет электромагнитный клапан 10 с ресивером 11.The device for increasing the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit contains a porous wall in the form of two slits 4.5 with a sealed housing 3, located in the first quarter of the condenser pipe 6, the sealed housings are connected by sections of pipeline 7.8 with an electromagnetic valve 10, controlled by a controller 1, receiving readings from two 2 temperature sensors placed in front of the first 4 and behind the second 5 slits of the porous wall of the device. Section 9 of the pipeline connects the solenoid valve 10 to the receiver 11.
Рабочее тело (хладагент) в виде сухого пара на входе в трубу конденсатора 6 преобразуется в двухфазный поток с турбулентным газовым ядром, содержащим частицы жидкой фазы, и ламинарно движущейся жидкой пленкой, которая формируется в процессе конденсации на внутренней поверхности трубы конденсатора 6. Часть жидкой фазы хладагента (пленки) отводится через щели 4,5 в пористой стенке за счет разности давлений в трубе конденсатора 6 и ресивере 11 в открытый по сигналу контроллера электромагнитный клапан 10 через участки трубопровода 7,8, затем перемещается по участку трубопровода 9 в ресивер 11. Два датчика температуры 2, установленные перед первой 4 и за второй 5 щелями пористой стенки, позволяют контроллеру 1 управлять работой электромагнитного клапана 10. После ресивера 11 жидкий хладагент поступает в дроссель. Щели 4,5 в пористой стенке выполнены в виде периодической системы отверстий овальной формы (фиг. 3) расположенных в радиальном направлении трубы конденсатора 6.The working fluid (refrigerant) in the form of dry steam at the entrance to the condenser pipe 6 is converted into a two-phase flow with a turbulent gas core containing particles of the liquid phase and a laminar moving liquid film, which is formed during the condensation process on the inner surface of the condenser pipe 6. Part of the liquid phase The refrigerant (film) is discharged through the slots 4.5 in the porous wall due to the pressure difference in the condenser pipe 6 and the receiver 11 into the solenoid valve 10, opened by a signal from the controller, through sections of the pipeline 7.8, then moves along the section of the pipeline 9 to the receiver 11. Two Temperature sensors 2, installed in front of the first 4 and behind the second 5 slits of the porous wall, allow the controller 1 to control the operation of the solenoid valve 10. After the receiver 11, the liquid refrigerant enters the throttle. The slots 4.5 in the porous wall are made in the form of a periodic system of oval-shaped holes (Fig. 3) located in the radial direction of the condenser pipe 6.
Тип соединения элементов (Фиг. 1) предлагаемого устройства повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки не влияет на достижение заявленного технического результата.The type of connection of the elements (Fig. 1) of the proposed device for increasing the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit does not affect the achievement of the stated technical result.
Рассмотрим пример работы предлагаемого устройства повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки при следующих параметрах холодильной установки: массовый расход хладагента R22 равен =0.179 (кг/c), диаметр трубы конденсатора 6 - , температура и давление на входе в конденсатор - =303 К, (Па), соответственно. Показания измерений датчиков 2 - модель ADT7320, выпускаемые в корпусе LFCSP, поступают в контроллер 1 - модель PIC16F676, ядром которого является RISC-процессор, который регулирует процесс открытия электромагнитного клапана 10. Герметичный корпус пористой стенки 3 соединен с электромагнитным клапаном 10 участками трубопровода 7,8. Электромагнитный клапан 10 соединен участком трубопровода 9 с ресивером 11 стандартной конструкции, соответствующей данному типу холодильной установки. Жидкая фаза хладагента в виде пленки на внутренней поверхности трубы конденсатора 6 отсасывается через первую щель 4 и вторую щель 5 пористой стенки, которые заключены в герметичный корпус 3, по трубопроводу, состоящему из участков 7,8,9 и открытый электромагнитный клапан 10 в ресивер 11.Let us consider an example of the operation of the proposed device for increasing the heat transfer of a condenser of a refrigeration unit with the following parameters of the refrigeration unit: the mass flow rate of refrigerant R22 is equal to =0.179 (kg/s), condenser pipe diameter 6 - , temperature and pressure at the condenser inlet - =303 K, (Pa), respectively. Measurement readings from sensors 2 - model ADT7320, produced in the LFCSP housing, are supplied to controller 1 - model PIC16F676, the core of which is a RISC processor that regulates the opening process of the solenoid valve 10. The sealed housing of the porous wall 3 is connected to the solenoid valve by 10 sections of pipeline 7, 8. The electromagnetic valve 10 is connected by a section of pipeline 9 to a receiver 11 of a standard design corresponding to this type of refrigeration unit. The liquid phase of the refrigerant in the form of a film on the inner surface of the condenser pipe 6 is sucked through the first slot 4 and the second slot 5 of the porous wall, which are enclosed in a sealed housing 3, through a pipeline consisting of sections 7,8,9 and an open solenoid valve 10 into the receiver 11 .
Параметры щелей 4,5 в пористой стенке и потока жидкости пленки конденсата рассчитаны по методике, представленной в книге автора Гуревича М.И. «Теория струй идеальной жидкости». - 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1979 г. - 536 с., там же на страницах 65-72 в параграфе 10 представлен алгоритм, позволяющий определить расход жидкости через щели 4,5 в пористой стенке, на странице 71 приведено следующее соотношение:, где - угол между осью трубы и вектором скорости жидкости в щелях 4,5 пористой стенки, , - скорость потока жидкой пленки до входа в щели 4,5 пористой стенки, - скорость части потока жидкой пленки в отверстиях щелей 4,5, , - удельный расход потока до щелей 4,5 пористой стенки, - удельный расход потока в щелях 4,5 пористой стенки. Для отношения скоростей , решением уравнения Бернулли разделяющего потока в канале постоянной ширины по методике, представленной на страницах 256-257 в книге авторов А.Д. Альтшуль, П.Г. Киселев «Гидравлика и основы аэродинамики». Учебное пособие для вузов. Изд. 2-е, перераб. и доп, М., Стройиздат, 1975. 323 с., определена величина удельного расхода потока жидкой фазы в отверстиях щелей 4,5 равная 0.30 от потока до каждой щели пористой стенки. Следовательно . Допустимые значения угла между осью трубы и вектором скорости жидкости в щелях пористой стенки должны составлять величину , величина которого обеспечивает отсос 30% объема жидкой пленки хладагента, который образовался перед каждой щелью.The parameters of the slots 4.5 in the porous wall and the liquid flow of the condensate film were calculated using the method presented in the book by the author M.I. Gurevich. "Theory of ideal fluid jets". - 2nd ed. reworked and additional - M.: Science. Main edition of physical and mathematical literature, 1979 - 536 pp., there on pages 65-72 in paragraph 10 an algorithm is presented that allows you to determine the fluid flow through 4.5 slots in a porous wall, on page 71 the following relationship is given: , Where - the angle between the pipe axis and the fluid velocity vector in the cracks 4.5 of the porous wall, , - flow rate of the liquid film up to the entrance to the cracks 4.5 of the porous wall, - speed of part of the liquid film flow in the slot openings is 4.5, , - specific flow rate up to 4.5 slots of the porous wall, - specific flow rate in the cracks 4.5 of the porous wall. For speed ratio , solving the Bernoulli equation of separating flow in a channel of constant width using the method presented on pages 256-257 in the book by the authors A.D. Altshul, P.G. Kiselev “Hydraulics and fundamentals of aerodynamics.” Textbook for universities. Ed. 2nd, revised and additional, M., Stroyizdat, 1975. 323 p., the value of the specific flow rate of the liquid phase in the openings of the slots 4.5 was determined to be equal to 0.30 from the flow to each slot of the porous wall. Hence . The permissible values of the angle between the pipe axis and the fluid velocity vector in the cracks of the porous wall should be , the value of which ensures the suction of 30% of the volume of the liquid film of refrigerant that has formed in front of each slot.
Для газосодержания равного 0.95 вычисленная толщина пленки хладагента R22 равна 0.16 мм, для газосодержания равного 0.70-0.30 мм. Показано соответствие полученных расчетных данных с известными экспериментальными результатами, размещенными в книге автора Гогонина И.И. «Исследование теплообмена при пленочной конденсации» Новосибирск: изд. СО РАН, 2015 г., 235 с. В книге авторов А.Д. Альтшуль, П.Г. Киселев «Гидравлика и основы аэродинамики». (Учебное пособие для вузов. Изд. 2-е, перераб. и доп, М., Стройиздат, 1975. 323 с.) на странице 300 приведено соотношение, которое определяет величину снижения напора на одном отверстии щели пористой стенки из-за влияния поверхностного натяжения: , где - коэффициент поверхностного натяжения хладагента, - удельный вес жидкой фазы хладагента, - (кв. м) площадь одного отверстия щели пористой стенки 4, (мм) - периметр каждого овального отверстия щели пористой стенки 4, размеры (мм), (мм) определены по величинам удельного расхода потока жидкой фазы и скорости жидкости в щели 4 пористой стенки. На расстоянии 0.2 (м), величина которого вычислена по балансовому уравнению автора Кутателадзе С.С. «Пристенная турбулентность» Новосибирск: изд. «Наука», 1973 г., 227 с. на странице 171, от входа в трубу конденсатора 6, где величина газосодержания равна 0.95, выполняется 210 отверстий для обеспечения величины расхода через первую щель 4 пористой стенки:For a gas content equal to 0.95, the calculated film thickness of the R22 refrigerant is 0.16 mm, for a gas content equal to 0.70-0.30 mm. The correspondence of the obtained calculated data with the known experimental results published in the book by the author I.I. Gogonin is shown. “Study of heat transfer during film condensation” Novosibirsk: ed. SB RAS, 2015, 235 p. In the book by authors A.D. Altshul, P.G. Kiselev “Hydraulics and fundamentals of aerodynamics.” (Textbook for universities. 2nd edition, revised and supplemented, M., Stroyizdat, 1975. 323 pp.) on page 300 a ratio is given that determines the amount of pressure reduction at one opening of a porous wall slot due to the influence of the surface tension: , Where - coefficient of surface tension of the refrigerant, - specific gravity of the liquid phase of the refrigerant, - (sq. m) area of one opening of the slit of the porous wall 4, (mm) - the perimeter of each oval opening of the slit of the porous wall 4, dimensions (mm), (mm) are determined by the specific flow rate of the liquid phase and the fluid velocity in the slot 4 of the porous wall. At a distance of 0.2 (m), the value of which is calculated using the balance equation of the author S.S. Kutateladze. “Near-wall turbulence” Novosibirsk: ed. "Science", 1973, 227 p. on page 171, from the entrance to the condenser pipe 6, where the gas content is 0.95, 210 holes are made to ensure the flow rate through the first slot 4 of the porous wall:
Величина расхода жидкой пленки, приходящийся на вторую щель 5 пористой стенки, равна . Толщина пленки жидкой фазы увеличится до 0.14 (мм) с учетом конденсации, следуя балансовому уравнению размещенному в книге автора Кутателадзе С.С. «Пристенная турбулентность» Новосибирск: изд. «Наука», 1973 г., 227 с. на странице 171. Размеры одного овального отверстия второй щели 5 пористой стенки (мм), (мм), число отверстий равно 242. При газосодержании потока хладагента 0.8 формируется жидкая пленка толщиной 0.124 (мм), при газосодержании 0.7-0.147 (мм) без применения отсоса жидкой фазы хладагента. Следуя приведенной в статье «Гидродинамика и теплообмен при полной конденсации пара в каналах малых размеров» авторов Буз В.Н., Гончаров К.А. (XIII Школа семинар «Физические основы экспериментального и математического моделирования процессов газодинамики и теплообмена в энергетических установках» под руководством акад. РАН Леонтьева А.И. С-Петербург, май, 2001 г., С. 381-384) зависимости коэффициента теплоотдачи в конкретных сечениях трубы конденсатора 6 от толщины пленки жидкой фазы хладагента на внутренней поверхности трубы конденсатора 6, выполнено сравнение двух случаев теплоотдачи: без отсоса жидкой фазы хладагента и с отсосом. В контрольных сечениях трубы конденсатора 6 (в метрах) 0.2, 0.9, 2.3, 3.7 получены следующие значения коэффициента теплоотдачи (Вт/(кв. м град)): 8000, 6000, 4000, 3000 без отсоса, 9200, 9500, 9000, 8500 с отсосом через щели 4,5 в пористой стенке. Предлагаемое устройство повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки позволяет увеличить тепловой поток трубы конденсатора более 20% за счет уменьшения толщины жидкой пленки хладагента в области установки пористой стенки.The amount of liquid film consumption per second slot 5 of the porous wall is equal to . The film thickness of the liquid phase will increase to 0.14 (mm) taking into account condensation, following the balance equation posted in the book by the author S.S. Kutateladze. “Near-wall turbulence” Novosibirsk: ed. "Science", 1973, 227 p. on page 171. Dimensions of one oval hole of the second slot 5 of the porous wall (mm), (mm), the number of holes is 242. At a gas content of the refrigerant flow of 0.8, a liquid film with a thickness of 0.124 (mm) is formed, at a gas content of 0.7-0.147 (mm) without the use of suction of the liquid phase of the refrigerant. Following the article “Hydrodynamics and heat transfer during complete condensation of steam in small channels” by authors Buz V.N., Goncharov K.A. (XIII School seminar “Physical foundations of experimental and mathematical modeling of gas dynamics and heat transfer processes in power plants” under the leadership of RAS academician Leontiev A.I. St. Petersburg, May, 2001, pp. 381-384) dependence of the heat transfer coefficient in specific sections of the condenser pipe 6 on the thickness of the film of the liquid phase of the refrigerant on the inner surface of the condenser pipe 6, a comparison was made of two cases of heat transfer: without suction of the liquid phase of the refrigerant and with suction. In control sections of condenser pipe 6 (in meters) 0.2, 0.9, 2.3, 3.7, the following values of the heat transfer coefficient (W/(sq. m deg)) were obtained: 8000, 6000, 4000, 3000 without suction, 9200, 9500, 9000, 8500 with suction through 4.5 slots in the porous wall. The proposed device for increasing the heat transfer of a refrigeration unit condenser makes it possible to increase the heat flow of the condenser pipe by more than 20% by reducing the thickness of the liquid film of the refrigerant in the area where the porous wall is installed.
Приведенное устройство повышения теплоотдачи конденсатора холодильной установки обеспечивает следующую предлагаемого решения от прототипа зависимость от конструкции теплообменной машины: позволяет увеличить теплоотдачу конденсатора при сохранении энергопотребления.The given device for increasing the heat transfer of the condenser of a refrigeration unit provides the following proposed solution from the prototype depending on the design of the heat exchange machine: it allows you to increase the heat transfer of the condenser while maintaining energy consumption.
Claims (2)
Related Parent Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2022130341 Substitution | 2022-11-23 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2807657C1 true RU2807657C1 (en) | 2023-11-21 |
Family
ID=
Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU151158U1 (en) * | 2014-09-26 | 2015-03-20 | Виктор Иванович Велюханов | REFRIGERANT LIQUID REFRIGERANT REFRIGERATING UNIT |
| RU159644U1 (en) * | 2015-10-07 | 2016-02-20 | Федеральное Государственное Бюджетное Образовательное Учреждение Высшего Образования "Новосибирский Государственный Технический Университет" | SYSTEM OF AUTOMATIC REGULATION BY THE PROCESS OF HEAT TRANSFER OF THE REFRIGERATING INSTALLATION |
| US20180313592A1 (en) * | 2015-10-30 | 2018-11-01 | Daikin Industries, Ltd. | Refrigeration apparatus |
| CN109269011A (en) * | 2018-09-11 | 2019-01-25 | 奥克斯空调股份有限公司 | A kind of air conditioner |
| US20200326112A1 (en) * | 2017-11-02 | 2020-10-15 | Mitsubishi Electric Corporation | Refrigeration cycle apparatus |
Patent Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU151158U1 (en) * | 2014-09-26 | 2015-03-20 | Виктор Иванович Велюханов | REFRIGERANT LIQUID REFRIGERANT REFRIGERATING UNIT |
| RU159644U1 (en) * | 2015-10-07 | 2016-02-20 | Федеральное Государственное Бюджетное Образовательное Учреждение Высшего Образования "Новосибирский Государственный Технический Университет" | SYSTEM OF AUTOMATIC REGULATION BY THE PROCESS OF HEAT TRANSFER OF THE REFRIGERATING INSTALLATION |
| US20180313592A1 (en) * | 2015-10-30 | 2018-11-01 | Daikin Industries, Ltd. | Refrigeration apparatus |
| US20200326112A1 (en) * | 2017-11-02 | 2020-10-15 | Mitsubishi Electric Corporation | Refrigeration cycle apparatus |
| CN109269011A (en) * | 2018-09-11 | 2019-01-25 | 奥克斯空调股份有限公司 | A kind of air conditioner |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| Cavallini et al. | Two-stage transcritical carbon dioxide cycle optimisation: A theoretical and experimental analysis | |
| Yang et al. | Experimental study on a pulsating heat pipe heat exchanger for energy saving in air-conditioning system in summer | |
| Uhlmann et al. | Theoretical and experimental investigation of startup and shutdown behavior of residential heat pumps | |
| Navarro-Esbrí et al. | Experimental evaluation of the internal heat exchanger influence on a vapour compression plant energy efficiency working with R22, R134a and R407C | |
| Mahajan et al. | Experimental characterization of an n-pentane oscillating heat pipe for waste heat recovery in ventilation systems | |
| RU2807657C1 (en) | Device for increasing heat transfer of refrigeration unit condenser | |
| Lv et al. | Simulation and analysis on thermodynamic performance of surface water source heat pump system | |
| Gayeski et al. | Empirical modeling of a rolling-piston compressor heat pump for predictive control in low-lift cooling | |
| RU2697020C1 (en) | Refrigerating unit | |
| Ploug-S⊘ rensen et al. | Improvements in the modeling and simulation of refrigeration systems: Aerospace tools applied to a domestic refrigerator | |
| Li et al. | Experimental and economic analysis with a novel ejector-based detection system for thermodynamic measurement of compressors | |
| Sarkar et al. | Performance of a transcritical CO2 heat pump for simultaneous water cooling and heating | |
| Shin et al. | Theoretical analysis of performance of a two-stage compression CO2 cycle with two different evaporating temperatures | |
| Ndiaye et al. | Transient model of a geothermal heat pump in cycling conditions–Part A: The model | |
| Le et al. | Three-zone system simulation model of a multiple-chiller plant | |
| Santosa | Optimisation gas coolers for CO2 refrigeration application | |
| Turgut et al. | Dynamic performance comparison of R134a and R1234yf refrigerants for a vapor compression refrigeration cycle | |
| Izham et al. | Effect of ambient temperature and relative humidity on COP of a split room air conditioner | |
| Gonzalves et al. | A simplified steady-state model for predicting the energy consumption of household refrigerators and freezers | |
| de Freitas Paulino | Experimental and theoretical study of the dynamic response of a small size CO2 direct expansion solar assisted heat pump | |
| Yeunyongkul et al. | Mathematical Model of the Optimum Heat Pipe Heat Exchanger for a Condenser of Vapor-Compression Refrigeration Cycle | |
| Gedik et al. | Experimental investigation of a household refrigerator performance using chimney-type condenser | |
| Ozen et al. | Experimental investigation and numerical modeling of thermal perfomance of fin-tube evaporator under frosting conditions | |
| Janković et al. | Mathematical Model of Complete Vapor Compression Refrigeration System with Helical Coil Evaporator Flooded in the Water | |
| Badiali et al. | Dynamic modelling of mechanical heat pumps for comfort heating |