Холодильные Тепловой баланс

Для термодинамического расчета характеристик схем вихревых холодильных, холодильно-нагревательных агрегатов, термостатов используется система, включающая в себя уравнения процесса в вихревых трубах, уравнения теплового баланса энергии отдельных узлов схемы и всей схемы в целом. Тогда с учетом принятых обозначений расчетных сечений 3—11 (см. рис. 5.6) система уравнений, описывающая работу исследуемой схемы, запишется в виде [c.236]

I сж I — /р, — пл. 1—2—3—4. Тепловой баланс холодильной машины выражается равенством [c.30]

Упрощенная процедура выбора испарителя и компрессора холодильной установки сводится к следующему. Сначала рассматривают тепловой баланс на выходе холодильной установки, чтобы определить потребную холодопроизводительностью испарителя, (например, 10 кВт). [c.38]

Недостаточность холодильного коэффициента для оценки совершенства рабочих процессов холодильных установок состоит в том, что он, являясь важнейшей характеристикой теплового баланса, отображает первое начало термодинамики, но не отображает необратимости цикла с позиций второго начала. Вместе с тем степень совершенства любых реальных тепловых (в том числе холодильных) установок может быть удовлетворительным образом оценена с помощью коэффициентов, построенных на одновременном и полном учете обоих начал термодинамики. [c.101]

После подстановки в уравнение теплового баланса максимальной температуры воздуха над крышей г 1 = + 36°С, температуры окружающего воздуха /з=Ч-28°С и температуры в холодильном помещении 2 = + 5 °С оно примет вид [c.90]

После преобразований и расчетов получим л = 31,4°С. Действительная разность температур повышается здесь против принятой на 31,4—28 = 3,4°С. Скорость движения воздуха корректируется и в соответствии с указаниями в гл. 3 умножается на коэффициент, равный ( 3,4 2,0=1,303. Скорость движения воздуха становится равной 0,368 0,37 м/с. Уравнение теплового баланса изменится мало и tx будет при этом равно 31,1 °С (вместо 31,4 °С). Дальнейшие уточнения являются излишними. Вероятная температура в чердачном пространстве принимается равной 4-31,25 °С. Без отводимого в холодильное помещение тепла расчетная температура в чердачном пространстве была бы принята равной +33,6 °С. При этом эффективная разность температур составила бы, вероятно, 5,6 °С, что требует еще одной корректировки. Скорость движения воздуха становится равной 117=0,282 )/ 5,6 2,0=0,282-1,68=0,473 м/с. [c.91]

Подобная ситуация утопична, так как может продолжаться лишь в течение короткого времени, тем более, что угол падения солнечных лучей в течение дня постоянно изменяется. Расчет этого нестационарного в действительности состояния чрезвычайно труден. Как известно, ночью при ясном небе наступает переохлаждение поверхности. С учетом всех возможных обстоятельств, в том числе ограниченной продолжительности такого состояния, принимаемое в расчет опытное значение температуры +36 °С следует рассматривать как практически наивысшее значение для жарких летних дней в Центральной Европе. С целью определить, каких результатов можно ожидать, если вблизи кровельного покрытия устанавливается температура + 75 °С, был исследован экстремальный случай. Для этого потребовалось внести значительные изменения в уравнение скорости движения воздуха. Были выполнены трудоемкие пробные расчеты по уравнению теплового баланса, которые показали, что температура в чердачном пространстве лишь на короткое время может повыситься до +41 °С. Благодаря дополнительной деревянной обрешетке толщиной 2 см эта температура (также при естественной вентиляции) могла бы уменьшиться до + 38,5 °С. При экстремальной температуре над крышей +75 °С не играет роли, находится ли в верхнем этаже здания холодильная камера или обычное помещение. [c.94]

Тепловой расчёт холодильного склада. Тепловой расчёт сводится к составлению теплового баланса всего холодильного склада в целом, т. е. выявлению всех расходов холода за сутки как по отдельным камерам, так и по другим элементам, входящим в состав общего теплового баланса, [c.539]

В Калининградском технологическом институте рыбной промышленности на кафедре холодильных установок (В. И. Карпов) в поддоны для сублимационной сушки были заделаны слоистые датчики и, таким образом, исследованы тепловой баланс и температурный режим этого нового перспективного вида сушки. [c.176]

Вторичные энергоресурсы могут использоваться на выработку холода по двум типичным схемам без преобразования и е преобразованием энергоносителя. Естественно, что путь непосредственного использования ВЭР для обогрева генераторов АХУ без преобразования энергоносителя является более эффективным, так как при этом не требуется строительство промежуточных утилизационных установок, использующих ВЭР технологических агрегатов-источников. Во втором случае в качестве теплоносителя для обогрева генераторов холодильных установок используется пар котлов-утилизаторов. При разработке рационального топливно-энергетического баланса промышленного предприятия или промышленного узла наряду е использованием пара утилизационных установок для производства холода возможны и другие направления его использования для покрытия промышленных тепловых нагрузок с учетом их перспективного роста. В связи с этим при определении сравнительной [c.215]

В левой части стоит количество тепла, которое поступает в чердачное пространство, а в правой — количество тепла, которое, во-первых, проникает в холодильное помещение, и, во-вторых, отводится с массой воздуха д. Поскольку часть проникающего через крышу тепла отводится из чердака в расположенное под ним холодильное помещение, это приводит к определенному благоприятному снижению нагрузки. При нормальных жилых или рабочих помещениях первое слагаемое в правой части может быть практически равно нулю, так как температура внутреннего воздуха верхнего жилого этажа лишь незначительно отличается от температуры наружного воздуха. Для большей наглядности для дальнейшего рассмотрения принимается в качестве примера поверхность крыши размерами 33 мХ20 м, т. е. поверхность площадью 660 м . Вычисление из такого уравнения теплового баланса всегда довольно затруднительно. Для решения уравнения не хватает сопротивлений теплопередаче (для волнистой асбестоцементной крыши) и (для перекрытия холодильного помещения). Для асбестоцемента толщиной 5 мм с Я = 0,35 Вт/мК и коэффициентом теплоотдачи, равным с обеих сторон 8,15 Вт/(м2-К), 1 = 0,260 м К/Вт. Для перекрытия холодильного помещения с теплозащитой в виде слоя пробки или пенопласта толщиной 8 см с А, = 0,0465 Вт/мК Рг = = 2,05 м К/Вт. По сравнению с площадью поверхности крыши (7 1 = 660 м2) площадь поверхности перекрытия холодильного помещения несколько меньше р2 = 610 м . При длине карниза 33 м и высоте щели 0,1 м количество проходящего через щель воздуха равно 3,3 м Х0,282 м/с=0,93 м /с=3350 м /ч. При 7ск = = 1,131 кг/м это составит 3790 кг/ч. Если Ср = 1 Дж/(кг- С), получим 0ср = 3810 Дж/(кг-°С). [c.90]

Рабочий режим холодильной установки характеризуется температурой кипения хладагента, которую принимают на 5 -1 °С ниже средней температуры хладоносителя в испарителе температурой конденсации которую принимают на 4-5 °С выше температуры воды 1 2, уходящей из конденсатора температурой всасываемых паров которую в хладоновых машинах с регенеративным теплообменником принимают 15-20°С, а без теплообменника-равной температуре кипения хладагента [для аммиачных машин с одноступенчатым компрессором температура всасывания в компрессор Ч- (5 н- 10) °С] температурой жидкого хладагента перед регулирующим вентилем которую для хладоновых холодильных машин с регенеративным теплообменником принимают по энтальпии жидкости, определяемой из теплового баланса теплообменника (в холодильных машинах без peгeнepafивнoгo теплообменника принимают равной температуре насыщенной жидкости при расчетном давлении конденсации). [c.104]

На основе предложенных датчиков создано и внедрено 36 типов. производных приборов для непосредственных измерений теплопотерь, определения теплопроводности, радиационной пирометрии, медико-биологических и технологических калориметрических исследований, дозиметрии в атомных реакторах и т. п. Эти приборы широко применяются в исследовательской и промышленной практике. Их использование позволяет сократить теплопотери, снизить расходы теплоизоляции, определить теплофизические свойства новых веществ, правильно оценить статьи теплового баланса в теплоэнергетических и холодильных установках, эффективно контролировать и автоматизировать новые технологические процессы и т. п. [c.4]

Предлагая вычислять реальную работу методом вычитания эксергетических потерь из эксергии теп-л а, Р. Клаузиус исходил из того, что истоком энергетического баланса служит тепло, подведенное к рабочему телу в цикле. Однако в реальных условиях чаще всего энергетический баланс начинается с организованно энергии, например, химической энергии топлива, ядер-ной энергии (в теплосиловых установках) или электрической энергии (в теплонасосных и холодильных установках). Лищь в геотермальных или утилизационных тепловых установках, в абсорбционных холодильных установках, получающих тепло греющего пара извне, имеет смысл начинать энергетический баланс с эксергии подведенного тепла. Во всех других случаях эксергетические потери в общем балансе следует вычитать из подведенной к установке организованной энергии. Тогда в цепь эксергетических потерь метода вычитания Р. Клаузиуса необходимо добавить еще одно важное звено эксергетическую потерю, вызванную переходом организованной энергии в тепло. [c.162]

Тепловой насос — это как бы холодильная установка наоборот. Он состит из тех же элементов, что и холодильная установка, только работает в другом температурном режиме и предназначен для отопления зданий за счет использования теплоты окружающей среды (воздуха, воды, грунта, солнечной энергии) и тепловых отходов. Тепловой насос может использоваться для отопления зданий зимой и их охлаждения летом. Существуют парокомпрессионные и абсорбционные тепловые насосы. Аналогично холодильной установке парокомпрессионный тепловой насос включает испаритель, компрессор, кон-, денсатор и дроссельный вентиль. Цикл работы теплового насоса осуществляется в диапазоне температур рабочего тела в испарителе и конденсаторе. Баланс энергии парокомпрессионного теплового насоса записывается в виде уравнения 9к=9и+/к, где — количество теплоты, отводимой в конденсаторе, кДж/кг — количество теплоты, подводимой в испарителе, кДж/кг /к — работа сжатия хладагента в компрессоре. Эффективность установки в случае, когда тепловой насос используется для отопления здания, характеризуется тепловым (отопительным) коэффициентом или коэффициентом преобразования энергии ф = 9к//к. [c.24]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...