Теплонасосна технологія енергозбереження

- рідинного теплообмінника

. (7.67)

Витрати охолоджуючих середовищ:



(7.68)

(7.69)

Індикаторна потужність компресора:

. (7.70)

Визначення ефективної потужності і потужності приводу виконується з урахуванням відповідних ККД (див. рівняння (7.51) і (7.52));

, (7.71)

. (7.72)

Об'ємна продуктивність компресора за умов всмоктування

, (7.73)

де - густина пари нижнього продукту за станом в точці 4.

Розрахунок питомої індикаторної роботи компресора може бути також виконаний на базі рівняння енергетичного балансу ректифікаційної установки у межах контуру «А» на рисунку 7.6.

. (7.74)



Застосовуючи умову для тепловтрат

і балансові рівняння для теплообмінників

,

,

рівняння (7.74) зводиться до вигляду

, (7.75)

де =1,05 - коефіцієнт, який враховує втрати у навколишнє середовище.

Рівняння (7.75) можна виразити в питомих величинах

, (7.76)

де , (7.77)

Рівняння (7.76) містить у правій частині дві невідомі величини і . Вони не можуть бути задані довільно, і тому дане рівняння, як правило, за звичай служить для перевірочних розрахунків.



7.4.2 Схема з паровим ежектором

Для ректифікаційних колон з прямою подачею гріючої пари в колону може бути реалізована схема рекомпресії нижнього продукту із застосуванням парового ежектора, рисунок 7.9.

Рисунок 7.9 - Принципова схема ректифікаційної установки з ежектором на нижньому продукті:

РК - ректифікаційна колона; Е - паровий ежектор; ДФ - дефлегматор; ТЖ - рідинний теплообмінник; РВ - регулювальний вентиль

Згідно з даною схемою кубова рідина, відібрана з нижнього продукту, переохолоджувалася в теплообміннику ТЖ і після дроселювання в регулювальному вентилі РВ випаровується у дефлегматорі ДФ. Переміщення кубової рідини через ці пристрої забезпечується за рахунок всмоктувальної здатності ежектора. Як середовище активного потоку ежектора використовується гріюча пара, яка може бути парою речовини нижнього продукту. Змішаний продукт після ежектора з параметрами стану у точці 2Н надходить у колону з витратою, що дорівнює необхідній величині для базового варіанта установки.

Внаслідок того, що масова витрата потоку змішування, більша, ніж , умови конденсації пари верхнього продукту у дефлегматорі порушуються порівняно з варіантом, коли застосовується механічна рекомпресія всього потоку. У даному випадку дефлегмація вимагає або дуже низького тиску всмоктування, або підведення додаткового потоку охолоджуючого середовища. Можливості підтримки низького тиску взаємозв'язані із зниженням коефіцієнта ежекції і практично є неприйнятним рішенням. Що ж до комбінування дефлегмації за рахунок двох потоків, то цей варіант може бути реалізований як в одному трипотоковому теплообмінному апараті, так і в двох, встановлених паралельно. У будь-якому випадку на принциповій схемі це може бути представлено, як на рисунку 7.9.

Цільовим параметром розрахунку подібної схеми ректифікаційної установки є масова витрата пари, яка подається у вигляді активного потоку ежектора . Його величина залежатиме від пайової участі потоку охолоджуючого середовища на дефлегматор . З цього випливає оптимізаційна задача, але вже техніко-економічного розрахунку.

Рівняння енергетичного балансу даної установки має вигляд

. (7.78)

У свою чергу, тепловий потік, який відводиться охолоджуючим середовищем у дефлегматорі, можна виразити у вигляді

, (7.79)

а для теплового потоку в рідинному теплообміннику має місце рівність

(7.80)



У цих рівняннях величина становить масову витрату кубової рідини, яка після випаровування у відповідній частині дефлегматора (або окремого апарата) заходить у приймальну камеру ежектора.

Зв'язок між масовими витратами і виражається величиною коефіцієнта ежекції

,

який залежить від рівня тиску у випарній порожнині дефлегматора, позначеного вище величиною р₀, тиск в кубі колони р_Н і тиск гріючої пари, р_А.

Характер зміни параметрів середовища нижнього продукту у даній схемі наведений на рисунку 7.10.

Рисунок 7.10 - Зображення процесів в Т, s - діаграмі для середовища нижнього продукту із застосуванням ежектора

На даному рисунку наведені теоретичні процеси в ежекторі:

1А - 2А - ізоентропійне розширення активного потоку гріючої пари;

Ѕ1АЅ+Ѕ4Ѕ>Ѕ1СЅ - процес змішування активного потоку і пари нижнього продукту (пасивного потоку);

1С - 2Н - ізоентропійний процес стиснення потоку змішування.

У результаті перетворень рівняння (7.78) можна записати

, (7.82)

звідки отримуємо рівняння для розрахунку масової витрати гріючої пари, яка подається на ежектор:

. (7.83)

Для визначення за даним рівнянням задаються величиною і тим самим тиском р₀ і параметрами у точці 4. Коефіцієнт ежекції розраховується за відомими методиками, як функціональна залежність у вигляді

.

На підставі розрахунку коефіцієнта ежекції і величини масової витрати перевіряється умова щодо подачі гріючої пари в колону за базовим варіантом і за потоком змішування для пароежекторної рекомпресії нижнього продукту, тобто повинно бути перевірено дотримання рівності

,

де масова витрата потоку змішування розраховується за рівнянням



(7.84)

де - масова витрата гріючої пари, що подається в колону у базовому варіанті ректифікаційної установки. Ітерації розрахунку величини виконують шляхом підбору різних значень тиску р₀. Витрата охолоджуючого середовища на рідинний теплообмінник визначається з виразу

. (7.85)

Витрата охолоджуючого середовища на дефлегмацію пари верхнього продукту знаходиться за балансовим рівнянням (7.79)

. (7.86)

Для оптимізації енерговитрат за даною схемою раціонально ввести для розгляду частку теплового потоку дефлегматора, яка витрачається на випаровування середовища нижнього продукту

, (7.87)

або з урахуванням (7.81)

. (7.88)



Розрахункові значення даної частки теплового навантаження лежать в інтервалі

.

При - схема пароежекторної рекомпресії перетворюється в початкову (базову); коли - рекомпресія може бути реалізована тільки із застосуванням механічних компресорів.

Якщо виразити частку через масову витрату потоку змішування

, (7.89)

то можна показати, що при наближенні до одиниці величина коефіцієнта ежекції обмежується значеннями 0,5-0,55.

Геометричні параметри ежектора розраховуються за методиками, викладеними в [42, 43].

7.4.3 Схема зі струменевим термокомпресором

Одним із перспективних напрямів у питаннях реалізації підвищуючої термотрансформації тепла в ректифікаційних установках є використання струменевої термокомпресії [16, 17]. На рисунку 7.11 наведена принципова схема ректифікаційної установки зі струменевим термокомпресором для стиснення пари нижнього продукту.



Рисунок 7.11 - Принципова схема ректифікаційної установки з термокомпресією на нижньому продукті:

РК - ректифікаційна колона; ДФ - дефлегматор; ТЖ - рідинний теплообмінник; РВ - регулювальний вентиль; СК - струменевий компресор; С - сепаратор; Н - насос; П - підігрівач; В - запірний вентиль на лінії подачі рідини у циркуляційний контур

Принцип дії струменевого термокомпресора базується на використанні як активного середовища скипаючої при витіканні недогрітої до насичення рідини.

Стиснута у струменевому компресорі пара нижнього продукту після його генерації у дефлегматорі відділяється сепараторі, з якого насичена рідина відкачується насосом у циркуляційний контур і після підігріву в теплообміннику (підігрівачі) надходить в активне сопло компресора. Перевага струменевої термокомпресії у порівнянні з процесами в класичному пароструменевому ежекторі полягає в досить високій ефективності енергоперетворень для струменевих апаратів. Це зумовлено, головним чином, малими витратами енергії на підвищення тиску малостискуваної рідини, яка використовується як середовище активного потоку.

Система термокомпресора може працювати і без підігріву циркулюючої рідини за рахунок підведення теплоносія. Проте якщо вказаний теплоносій належить до категорії вторинних енергоресурсів, то його використання знижуватиме загальне енергоспоживання, що необхідне для реалізації даної схеми ректифікаційної установки.

Заповнення контуру термокомпресора рідиною нижнього продукту проводиться шляхом відкриття вентиля В на сполучній лінії з колоною. За необхідності перевиробництва стиснутої сухої пари після термокомпресора по вказаній лінії можна подавати компенсаційний потік рідини для циркуляційного контуру.

Теоретичний цикл струменевого термокомпресора у складі ректифікаційної установки показаний на рисунку 7.12.

Рисунок 7.12 - Зображення процесів в р, і - діаграмі для струменевої термокомпресії середовища нижнього продукту

Розглянемо послідовність процесів у ректифікаційній установці із застосуванням струменевої термокомпресії. Як і для попередніх схем рекомпресії пари нижнього продукту, кубова рідина з масовою витратою відбирається з колони зі станом точки 1Н. Таким чином, маємо:

1Н - 2 - процес охолодження кубової рідини в теплообміннику ТЖ зовнішнім холодоносієм;

2 - 3 - дроселювання кубової рідини від тиску р_Н до тиску р₀ для реалізації циклу і підтримки необхідної різниці температур у дефлегматорі між середовищами ;

3 - 4 - процес пароутворення кубової рідини у дефлегматорі за рахунок теплоти конденсації верхнього продукту;

Ѕ4Ѕ+Ѕ6Ѕ>Ѕ7Ѕ - процес змішування пасивного і активного потоків у струменевому компресорі;

7 - 8 - ізоентропійний процес стиснення потоку змішування;

8 - процес механічного розділення парової і рідкої фаз у сепараторі;

1Н - 5 - ізоентропійний процес підвищення тиску рідини нижнього продукту у насосі;

5 - 5^* - ізобарний процес нагріву рідини у підігрівачі;

5^* - 6 - ізоентропійний процес витікання недогрітої до насичення рідини в активному сопловому апараті.

Відношення тиску змішаного і пасивного потоків залежить від величини і визначається за формулою

Ступінь розширення активного потоку

підтримується в інтервалі П=10-15.

Дисипація енергії в потоках враховується швидкісними коефіцієнтами: для активного сопла , для пасивного сопла , для камери змішування .

На відміну від рекомпресії пари за допомогою парового ежектора в даному варіанті забезпечується рівність витрат пасивного потоку і потоку, який подається в колону; а також зважаючи на відсутність перегріву пари відпадає необхідність у теплообміннику для охолодження пари.

Визначення енерговитрат, необхідних для реалізації технологічного процесу ректифікації за даною схемою, виконується на основі балансових рівнянь. Для системи у межах контуру «А» на рисунку 7.11 маємо

. (7.90)

Введемо позначення повних ентальпій:

, (7.91)

, (7.92)

. (7.93)

З урахуванням вказаних узагальнень рівняння (7.90) набуває вигляду

, (7.94)

або

, (7.95)

де коефіцієнт враховує компенсацію теплостоків у навколишнє середовище.

У свою чергу, можна записати

(7.96)



і після підстановки

(7.97)

На базі рівнянь (7.95) і (7.97) отримаємо вираз для визначення масової витрати рідини у циркуляційному контурі струменевого термокомпресора

. (7.98)

Для масової витрати пасивного потоку коефіцієнт ежекції буде дорівнювати

(7.99)

За умови підтримання заданого коефіцієнта ежекції масовий паровміст на виході із струменевого компресора (стан 8)

. (7.100)

Таким чином, основною проблемою при створенні термокомпресора є профілювання струменевого компресора, що забезпечує досконалість процесу витікання скипаючої рідини і досягнення необхідних параметрів насиченої пари у вихідному перетині апарата (стан 8).

Рівняння (7.100) можна перетворити до вигляду



. (7.101)

Енергетичний баланс струменевого компресора для адіабатних умов

.

Звідси отримаємо інший вираз для коефіцієнта ежекції

. (7.102)

Сумісне розв'язання (7.102) і (7.101) встановлює зв'язок між станами в точках 8 і 5^*

. (7.103)

Масова витрата пари пасивного потоку обчислюється за рівнянням

, (7.104)

де визначається за рівнянням (7.7).

Для проведення оптимізаційних розрахунків за мінімумом енерговитрат можна розглянути пайове співвідношення потужності насоса до загальної величини споживаної енергії для даного схемного рішення ректифікаційної установки



(7.105)

Дана частка залежить від вибору кінцевої температури підігріву, яку можна підтримувати на основі параметрів джерела теплоносія, яке використовується. Недогрів рідини перед активним соплом до стану насичення виражають у відносних величинах для тисків насичення

, (7.106)

де - тиск насичення, який відповідає температурі для середовища нижнього продукту.

Основним геометричним показником струменевого термокомпресора є відносна величина

, (7.107)

де - площа перетину циліндричної камери змішування у струменевому компресорі;

- площа вихідного перетину сопла активного потоку. Згідно з [28] показник виражається таким рівнянням:

, (7.108)

де - площа вхідного перетину сопла активного потоку:

- відношення швидкостей пасивного і активного потоків у вхідному перетині камери змішування; для розрахунків можна брати ;

- відношення питомих об'ємів пари пасивного і активного потоків на вході в камеру змішування.

У цілому методика розрахунку геометричних параметрів струменевого термокомпресора базується на модельних дослідженнях і є програмним продуктом авторів винаходу [16].

7.5 Показники енергоефективності використання рекомпресії

З огляду на те, що схеми ректифікаційних установок з рекомпресією еквівалентні схемам теплонасосної термотрансформації, одним із показників енергоефективності може бути величина коефіцієнта перетворення.

Для варіанта рекомпресії верхнього продукту коефіцієнт перетворення може бути наведений таким виразом:

. (7.109)

При рекомпресії нижнього продукту, залежно від енергоносія, який використовується, маємо:

- для механічного стиснення пари нижнього продукту

; (7.110)

- для пароежекторного стиснення



; (7.111)

- для стиснення у струменевому термокомпресорі

. (7.112)

Для порівняння енергоефективності базової установки і установки з рекомпресією можна скласти групу рівнянь, які оцінили б питоме енергоспоживання щодо потоку суміші або окремих компонентів, що розділяються.

Питома витрата енергії для варіанта рекомпресії верхнього продукту має вигляд

, (7.113)

де р_1Х, р_2Х - тиск холодоносія на вході і виході з переохолоджувача флегми;

густина холодоносія при його середній температурі в апараті;

- ефективний ККД насоса для подачі холодоносія.

Для варіантів рекомпресії нижнього продукту:

- на базі механічного компресора

; (7.114)



- із застосуванням парового ежектора

; (7.115)

- із застосуванням струменевого термокомпресора

. (7.116)

У цих рівняннях позначено:

втрати тиску холодоносія у відповідних теплообмінних апаратах;

- густина холодоносія;

- ефективний ККД насосів;

- потужність привода насоса в контурі струменевого термокомпресора.

Питому витрату енергії безпосередньо струменевого термокомпресора виражають у вигляді відношення споживаної потужності насоса до витрати пасивного потоку

. (7.117)

За даними [29] для водяної пари з коефіцієнтом ежекції у діапазоні різниці тисків питома витрата струменевого термокомпресора лежить в інтервалі (50-70) кВт.год/т, (180-250) кДж/кг.

Розгляд ексергетичної ефективності ректифікаційних установок з рекомпресією вимагає заміни виразу для ексергії потоку продукту в рівнянні (7.28) і урахування теплових потоків у теплообмінниках охолодження пари і рідини і енергопотоків механічної роботи.

Запишемо вирази для ексергетичної ефективності:

- для схеми з рекомпресією пари верхнього продукту

; (7.118)

- для схем з рекомпресією пари нижнього продукту:

- із застосуванням механічного компресора

; (7.119)

- із застосуванням парового ежектора

; (7.120)

- із застосуванням струменевого термокомпресора

. (7.121)

Що стосується ексергетичної ефективності самого струменевого термокомпресора, то для прийнятих позначень на рисунках 7.11 і 7.12 можна записати



(7.122)

Дане рівняння записане для умов відсутності перевиробництва пари пасивного потоку.

Згідно з [29] струменеві термокомпресори на водяній парі характеризуються високими значеннями ексергетичної ефективності (ККД на рівні 0,5-0,6) у широкому діапазоні відношення тисків потоку змішування і пасивного потоку.

Для вибору варіанта схеми рекомпресії у базовій ректифікаційній установці необхідно виконати розрахунки термоекономічних показників відповідно до загальних положень термоекономіки. У цьому випадку після розрахунку режимних параметрів установки для всіх схем, що порівнюються, записуємо рівняння балансу ексергетичної вартості аналогічно (7.29).

Основний показник порівняння - ціна ексергії продукту характеризуватиметься такими виразами:

- для схеми з рекомпресією пари верхнього продукту

; (7.123)

- для схеми з рекомпресією пари нижнього продукту

- із застосуванням механічного компресора

; (7.124)

- із застосуванням парового ежектора



; (7.125)

- із застосуванням струменевого термокомпресора

. (7.126)

У даних рівняннях позначено:

- ціна одиниці енергії для привода компресорів або насосів;

- ціна одиниці маси пари активного потоку ежектора;

- ціна одиниці маси теплоносія;

- годинна вартість фінансових витрат для варіантів рекомпресії у ректифікаційній установці.

Основна складність при виконанні розрахунків з ексергетичної та термоекономічної ефективності для ректифікаційних установок полягає у визначенні питомої ексергії у парових потоках.

Для рідкого стана суміші і продуктів розділення можна використовувати рівняння (1.28) і (1.32) з уточненням питомої теплоємності залежно від масової концентрації компонентів.

Для парових потоків необхідно мати у своєму розпорядженні інформацію про параметри стану на кривих насичення або методики розрахунку цих параметрів, наприклад, у [ 34, 45, 19, 38].

Калоричні параметри (питома ентальпія і ентропія) для парових сумішей можуть також розглядатися як адитивні величини, пропорційні пайовому співвідношенню компонентів.



7.6 Контрольні питання і завдання

1. Поясніть принцип розділення рідкої газової суміші на компоненти у ректифікаційній колоні.

2. Сформулюйте призначення таких апаратів ректифікаційної установки:

а) рибойлера;

б) дефлегматора;

в) колони.

3. Наведіть схему двоколонної ректифікаційної установки, коли дистилят першої колони є сумішшю, яка розділяється, для подальшої колони.

4. Назвіть енерговитрати для забезпечення роботи ректифікаційної установки і яким чином вони визначаються?

5. Поясніть відмінність між показниками енергоефективності.

6. Запишіть рівняння ексергії потоків палива і продукту для компонентів ректифікаційної установки.

7. Сформулюйте основну ідею застосування рекомпресії пари в ректифікаційних установках.

8. Чому необхідно переохолоджувати конденсат верхнього продукту перед його подачею в колону?

9. Яким пристроєм можна замінити регулювальний вентиль у схемі:

а) з рекомпресією верхнього продукту;

б) з рекомпресією нижнього продукту.

10. Поясніть функцію рибойлера як елемента теплонасосної установки.

11. Виконайте перетворення рівняння (7.48) у рівняння (7.48 а).

12. Зобразіть процеси термотрансформації теплоти конденсації середовища верхнього продукту в р, і - діаграмі.

13. Сформулюйте призначення таких елементів ректифікаційної установки за схемою на рисунку 7.6

а) компресора;

б) парового теплообмінника;

в) рідинного теплообмінника;

г) дефлегматора;

д) регулювального вентиля.

14. Поясніть, для чого у схемах з рекомпресією необхідно підтримувати різницю температур у дефлегматорі і чому вона повинна бути мінімальною?

15. Поясніть, чому кубова рідина нижнього продукту не є конденсатом пари цього продукту, що вводиться в колону?

16. Сформулюйте особливості розрахунку рекомпресії пари нижнього продукту із застосуванням парового ежектора.

17. Сформулюйте призначення таких елементів ректифікаційної установки зі струменевим термокомпресором

а) рідинного теплообмінника;

б) регулювального вентиля;

в) дефлегматора;

г) насоса;

д) підігрівача;

е) струменевого компресора;

є) сепаратора.

19. Поясніть переваги схеми зі струменевим термокомпресором у порівнянні зі схемою рекомпресії на базі парового ежектора.

20. Запишіть рівняння балансу ексергетичної вартості для різних варіантів рекомпресії у ректифікаційній установці.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1. Азаров А.И. Применение и развитие промышленных вихревых воздухоохладителей //Сучасні проблеми холодильної техніки і технології: Збірник наукових праць Міжнародної науково-технічної конференції.-Одеса: Вид-во ОДАХ, 2001.- С.38-45 .

2. Арсеньев В.М., Бурмака В.Ю., Гречаненко В.А., Шевель В.И. Энергосберегающие направления реконструкции выпарных установок пищевых технологий.//Вестник Сумского аграрного университета; 1999. №4; С.76-80 с.

3. Арсеньев В.М. Анализ энергоэффективности теплонасосной утилизации вторичных энергоресурсов //Сборник научных трудов 2-й Международной научно-технической конференции (приложение к журналу «Холодильная техника и технология». - Одесса: ОГАХ, 2002.- С.63-68.

4. Арсеньев В.М., Гречаненко В.А. Эксергетическая оценка эффективности теплонасосной технологии энергосбережений //Вісник Сумського державного університету.- 2002. №9(42).- С.81-85.

5. Арсеньев В.М., Мелейчук С.С. К вопросу использования углеводородов и их смесей для тепловых насосов парокомпрессионного типа /Сборник научных трудов 4-й Международной научно-технической конференции. - Одесса: ОГАХ,2005.- С. 81-82.

6. Арсеньев В.М., Мелейчук С.С. Эксергетическая эффективность систем теплоснабжения //Компрессорное и энергетическое машиностроение. - 2008.-№3(13).-С.36-38.

7. Арсеньев В.М., Шлемич П.Ф. Оценка эффективности термотрансформаторов на вакуумных режимах работы //Сборник «Вопросы атомной науки и техники» (ВАНТ).- 1998.- Вып. 4(5), 5(6). - С.301-302.

8. Артеменко С.В. Термодинамическая эффективность парокомпрессионных циклов, работающих на бинарной смеси R717 (NH₃) - RC318 (C₄F₈). /С.В.Артеменко, В.А. Чепуренко, Е.Н. Корба, М.Г. Хмельнюк //Холодильна техніка і технологія: 2008.-№1(111). - С.15-22.

9.Бродянский В.М. Эксергетический метод термодинамического анализа. -М.: Энергия, 1973.-296 с.

10. Бэр Г.Д. Техническая термодинамика: Теоретические основы и технические приложения: Пер. с нем. /Под ред. В.М. Бродянского и Г.Н.Костенко.-М.:Мир, 1977.-518 с.

11. Ванеев С.М., Марцинковский В.С., Овсейко И.В., Нестеренко В.А., Кухарев И.Е. Использование вихревых турбин в целях энергосбережения //Компрессорная техника и пневматика в ХХI веке: ХШ Международная научно-техническая конференция по компрессоростроению.- Сумы: Изд-во СумГУ, 2004.- С. 239-244.

12. Врагов А.П. Процессы и оборудование газоразделительных установок: Учеб. пособие.- Сумы: ИТД «Университетская книга», 2005.- 272 с.

13. Геллер С. Тепловые насосы: комплексный подход //Насосы & оборудование: - 2007.-№1(42).- С 41-43.

14. Гохштейн Д.П. Современные методы термодинамического анализа энергетических установок.- М.: Энергия, 1966.-368 с.

15. Головкин Н.А. Холодильная технология пищевых продуктов. - М.: Легкая и пищевая пром-сть, 1984.-240 с.

16. Деклараційний патент №59207, Україна, кл.F 04 F 5/24. Спосіб стиснення парорідинного середовища і пароструминна компресорна установка для його здійснення. Опубл. 2002.

17. Деклараційний патент на корисну модель: парова термотрансформаторна установка №28398, Україна, МПК(2006) F 25В 1/00. Опубл.10.12.2007. Бюл. №

18. Драганов Б.Х., Долинський А.А. та ін. /За ред. Б.Х. Драганова /Теплотехніка: Підручник. - Київ: ІНКОС, 2005.-504 с.

19. Захаров Н.Д., Лапардин Н.И. Моделирование термодинамических свойств смесей обобщенными уравнениями состояния //Холодильная техника и технология. - 2001.- №3 (72). - С.19-24.

20. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии.- М.: Химия, 1973.-754 с.

21. Канаев А.А., Корнеев М.И. Парогазовые установки.-Л.: Машиностроение, 1974.-160 с.

22. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техническая термодинамика.-М.: Наука, 1979.-512 с.

23. Лавренченко Г.К., Волобуев И.В., Копытин А.В. Энергоэкологическая эффективность агрегатированных холодильных машин //Холодильна техніка і технологія. 2001. - №1(70). - С.9-12.

24. Ломовцев П.Б. Моделирование работы одноступенчатого парокомпрессионного термотрансформатора на R134а //Холодильная техника и технология.- 2004.- №1 (87).- С.37-40.

25. Мазур В.А. Новые подходы в термоэкономической оптимизации энергопреобразующих систем //Сборник научных трудов 3-й Международной научно-технической конференции. - Одесса: ОГАХ-2003.- С. 59-61.

26. Майков В.П. Энтропийные методы моделирования технологических процессов: Учебное пособие.-М.: МИХМ, 1982.

27. Мартыновский В.С. Тепловые насосы.-М.: Госэнергоиздат, 1955.-191 с.

28. Марченко В.Н., Жиленко Н.А. Струйная термокомпрессорная установка (СТК): назначения, принцип действия, термодинамическая модель и результаты расчетных исследований параметров рабочего процесса. //

29. Марченко В.Н., Прокопов М.Г. Энергетическая эффективность парового струйного термокомпрессора //Холодильна техніка і технологія. - 2007.- №5 (109).- С.45-51.

30. Матлак А.В., Мельников В.Д. Изобутан и диоксид углерода - смесь хладагентов //Сборник научных трудов 4-й Международной научно-технической конференции. - Одесса: ОГАХ, 2005. - С.85-86.

31. Механические вакуумные насосы /Е.С.Фролов, И.В.Автономова, В.И.Васильев и др. - М.:Машиностроение, 1989. - 288 с.

32. Минкус Б.А., Морозюк Т.В. Абсорбционные термотрансформаторы с расширенной зоной дегазации //Химическое и нефтяное машиностроение.-1996.-№5.- С.40-42.

33. Морозюк Т.В. Теория холодильных машин и тепловых насосов. - Одесса: Студия «Негоциант», 2006.-712 с. (с приложением).

34. Проектирование процессов и аппаратов пищевых производств. Под ред. В.Н.Стабникова. -Киев.: Вища школа, 1982. -199 с.

35. Промышленные тепломассообменные процессы и установки: Учебник для вузов /А.М.Бакластов, В.А.Горбенко, О.Л.Данилов и др.; Под ред. А.М.Бакластова. - М.: Энергоатом, 1986. - 228 с.

36. Промышленная теплоэнергетика и теплотехника: Справочник /Под общ. ред. В.А.Григорьева, В.М.Зорина. -2-е изд., перераб. - М.: Энергоатомиздат, 1991.

37. Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы.-М.: Энергоиздат, 1982.-224 с.

38. Рид Д., Праусниц Дж., Шервуд Т. Свойства газов и жидкостей: Справочное пособие: Пер. с англ./Под ред. Б.И.Соколова. - 3-е изд., перераб. и доп. - Л.:Химия, 1982.-592 с.

39. Ротационные компрессоры /А.Г.Головинцов, В.А.Румянцев, В.Н.Ардашев и др. - М.:Машиностроение, 1964. - 315 с.

40. Сидельковский Л.Н., Куперман Л.И., Романовский С.А. Вторичные энергоресурсы и энерготехнологическое комбинирование в промышленности. - Киев: Вища школа, 1988. -304 с.

41. Сиренко Г.А. Антифрикционные карбопластики. - Киев.: Техника., 1985.-195 с.

42. Соколов Е.Я., Зингер Н.М. Струйные аппараты. - М.: Энергия, 1970.-285 с.

43. Соколов Е.Я., Бродянский В.М. Энергетические основы трансформации тепла и процессов охлаждения.-М.: Энергоиздат, 1981.-320 с.

44. Стабников В.Н., Бойченко Н.Г. Использование вторичного тепла в пищевой промышленности.- М.: Пищевая промышленность, 1972.-152 с.

45. Теплофизические основы получения искусственного холода: Справочник /Под ред. А.В.Быкова. - М.: Пищевая промышленность, 1980. - 231 с.

46. Техническая термодинаміка: Учебник для втузов. /Под ред. В.Н.Крутова - М.: Высшая школа, 1991. - 387 с.

47. Тсатсаронис Д. Взаимодействие термодинамики и экономики для минимизации стоимости энергопреобразующей системы. - Одесса: ООО «Студия «Негоциант», 2002.-152 с.

48. Хайнрих Г., Найорк Х., Нестлер В. Теплонасосные установки для отопления и горячего водоснабжения. - М.: Стройиздат, 1985. - 351с.

49. Хейвуд Р. Анализ циклов в технической термодинамике. - М.:Энергия, 1979.

50. Хмельнюк М.Г., Корба Е.Н. Исследование смесей диоксида углерода с углеводородами в качестве робочих сред малых холодильних машин //Сборник научных трудов 4-й Международной научно-технической конференции. - Одесса: ОГАХ, 2005.- С. 94-95.

51. Холодильные машины /Под ред. И.А. Сакуна.- Л.: Машиностроение, 1985. -510 с.

52. Холодильные машины: Справочник /Под ред. А.В.Быкова. -М.: Легкая и пищевая промышленность, 1982. - 224 с.

53. Холодильные компрессоры: Справочник /Под ред. А.В.Быкова. -М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. - 280 с.

54. Чечеткин А.В., Занемонец Н.А. Теплотехника: Учеб. для хим. - технол. спец. вузов . -М.: Высш. шк., 1986. - 344 с.

55. Шаргут Я., Петела Р. Эксергия. -М.: Энергия, 1968.

56.Шевель В.И. Работа компрессоров серийного исполнения на смеcи пропан-бутан в теплонасосном режиме работы //Компрессорная техника и пневматика в ХХI веке: ХШ Международная научно-техническая конференция по компрессоростроению. - Сумы: Изд-во СумГУ, 2004.-С.239-244.

57. Эксергетические расчеты технических систем: Справочное пособие /Под ред. А.А.Долинского и В.М.Бродянского. - Киев: Наукова думка, 1991.

58. Янтовский Е.И., Левин Л.А. Промышленные тепловые насосы. - М.: Энергоиздат, 1989.

59. Эксергетический метод и его приложения /Под ред.. В.М.Бродянского. - М.: Мир, 1967.

60. Янтовский Е.И., Пустовалов Ю.В. Парокомпрессионные теплонасосные установки. -.Энергоиздат, 1982. -

61. Bejan A., Tsatsaronis G., Moran M. Thermal Design and Optimization. - New York: J. Wiley, 1996.

62. El-Saed, Evans R. Thermoeconomics and the Design of Heat Systems// Trans. ASME. Journal of Engineering for power.-1970.-№.1.-P.27-35.

63. Hansen R. The latst evaporation technology with turbo fans: comparison fan evaporator / turbo ventilators. Reprint from North European Diary Journal, 1984,№7.

64. Moran M.I., Shapiro H.N. Fundamentals of engineerinq thermodynamics. - New Jork: John Wiley, 1992.

65. Muller. M. L'evaporateur monocorps avec ventilateur de.vapeur. La thechnique modern. 79(1987) №7-8, p.15-20.

66. Rojey A., Cohen G., Cariou I. Heat transformers : present state of a new technology. 1. Meche, 1982.

66. Stockburger D., Bartman L. Exergetische bewertung des Wдrmepumpen (Brьdenverdichters) in Anlaqen der chemischen Industrie. Chem.- Ing. Tech. 50 (1978) №7 s. 497-502.

67. Tribus M., Evans R. A Contribution to the Theory of Thermoeconomics // UCLA, Dept. of Engineering, Report 62-63. - Los Angeles (USA), 1962.

68. Tsatsaronis G. Energietechnik. Umbruck xur Vorlesung.- Berlin: TU Berlin, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...