автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.03, диссертация на тему:Теплогидравлические характеристики воздушных конденсаторов из плосковальных труб для автомобильного кондиционера

Санкт-Петербургский ордена Трудового Крчсного Знамени технологичоский институт холодильной промытланности

На правах рукописи УДК 620.84.001.5

Jiflя служебного пользовании

экз. р 091

ГУЛИВВ Гурбанали Гурбан огли

ТЕГШОГВДРШИЧЕСКИЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВОЗДЖШ КОИДЕНСАТОГОН ИЗ ГШОСКООВАИЬНЫХ ТРУБ ДШ1 АВГОМОВШЫОГО КОВД.ЧЦИОНЕРА

Специальность 05.04.03 - Машин ДО олгшрв! холодильной и криогенной техники и систем кондиционирования

Автореферат

диссортации на соискание ученой степями кандидата техниччских наук

Салкт-Петербург 1992

Работа выполнена в Санкт-Петербургском технологическом институте холодильной промышленности

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Иванов О.П.

Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор

Берман Я.Л.,

кыадццат технических наук Кректунов 0.11.

Ведущее предприятие : Центральный научно-исследовательский . . автомобильный и автомоторный институт

■ шмш ^ ^

Защита состоится "¿л " года в г / час. на

заседании специализированной совета К 063.02,01 по присуждению ученой степени кандидата технических наук в Санкт-Летербургском технологическом институте холодильной промышленности по адресу: 1У1002, Санкт-Петербург, ул.Ломоносова, д. 9.

Отзыв в двух экземплярах, заверенный печатью учреждения, просим направить в специализированный совет института.

С диссертацией можно.ознакомиться в библиотеке института. ,

Автореферат разослан "1992 г.

Ученый секретарь специализированного совета # I, ^

к.т.н., и.о.профессора . Акулов Л.А.

т

\

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Для создания микроклимата на транспортных средствах (автомобилях) в основном попользуются парокомпрессиониые холодильные усталовки. Особые условия роботы автомобильного кондиционера значительно отличают работу его холодильной установки от малых машин и битовых кондиционеров. К их числу относятся: большие скорости воздуха в живо)« сечении конденсатора - 10...15 м/с; большая степень перегрева пара

X = 1,3...1,5; высокие температуры конденсации - 50...65 °С; ограничение ширины - глубины конденсатора - 25...30 мм и др. Ограниченное пространство на транспортных средствах требует применения эффективных, компактных и легких теплообменных аппаратов.

Одним из наиболее распространению^ типов труб при изготовлении ко»/, пактиьк теплообменных аппаратов является плоскоовальная труба с внутри ними перегородками (ГЮТ) и без них. Плоокоовальиие трубы с внутренними перегородками в основном используются для изготовления теплообменников змеевикового типа, а гладкие - для теплообменников коллекторнох'о типа.

Широкое внедрение плоскоовальных труб при изготовлении теплообменных аппаратов сдерживается отсутствием методики расчета их тепловых ч гидравлически характеристик, необоснованностью выбора геометрических параметров внутренних каналов и др.

Целью работы является: оптимизация геометрических парамотроз многоканальной ИСТ разработка инженерной методики по.-зонного расчета воздушного конденсатора из ПОТ.

Поставленная цель реализорывалась путей решения следующих задач:

1. Исследование закономерностей теплообмена и гидравлики в воздушном конденсаторе из ПОТ:

- в зоне ебтаг перегрева пера;

- конденсации перегретого пара;

- конденсации насыщенного пара;

- переохлакдения конденсата.

2. РаэрэСотка на базе сопоставительного анализа известных экспериментально-теоретических исследований методики расчета процесса теплообмена.

На^Т1иая_новиэна. Приведены результаты экспериментального исследования процесса конденсации в ПОТ фреонов К 22 и К 134а при изменении массовой скорости двухфазного потока в диапазоне 1Т1- =• 20...700 кг/(м*:с), плотности теплового потока = 3000. ..35000 Вт/м'ч ■ ■•

Определены гранмцы режимов течения двухфазного потока при кондекса-

ци;: в ПОТ.

Получены новые критериальные зависимости, определяющие интенсивность теплообмена при конденсации от паросодержания потока.

1 Предложена зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации пер 'ретого пара, которая подтверждена экспериментальным путем.

Разработана методика позонного расчета воздушного конденсатора, реализованная на ЭЦВМ.

По теме диссертации получено положительное решение ВНИИГПЭ по заявке на изобретение.

Практическое значение. Разработанная методика расчета позволяет проводить структурный анализ процесса теплообмена в воздушном конденсаторе. Разработаны перспективные конструкции конденсаторов, на которые получены положительные решения ШИИГШ.

' результатов. Результаты научных исследований, выполнен-

ных в диссертационной работе, применены в разработках НТЦ ПО "АвтоВАЗ".

Автор защищает:

- результаты экспериментальных исследований теплообмена и потерь давления при конденсации К 22 и Я 134а в ЛОГ;

- методику определения границы режимов течения при конденсации фреонол; ,

- расчетные формулы для коэффициента теплоотдачи и потерь давления при конденсации насыщенного пара в ПОТ;

- зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации перегретого пара;

- методику теплового и гидравлического расчета воздушного конденсатора.

Ап£обация_£аботы. Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обоуждалиоь на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава и научных работников С.-Петербургского ордена Трудового Красного Знамени технологического института холодильной промышленности (Ленинград, 1991 г.) и Одесского ТЛХП (Одесса, 1989 г.).

Публикации. По материалам диссертации опубликована I печатная работа. Готовится к публикации статья в № I 1993 г. журнала "Холодильная техника". Получено положительное решение ВНИИГПЭ по заявке на изоорета-нив № 4953921/06

Кроме того, основные результаты работы отражены в 2 отчетах о научно-исследовательской работе.

Ст2уктура_и_о&ъем_работу. Работа состоит из введения, 8 глав, выводов и приложения. Изложена на 158 страницах машинописного текста, содержит 49 рисунков, 2 таблицы и 12 страниц приложении. Список литературы включает 109 наименований.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Обзор экспериментальных работ показая, что исследованием воэлуииох конденсаторов для малых холодильных магаш в пашой стране занимались Аверин Г. В., Вермаи H.A., Бурков В.В., Го пин O.P., Емельянов A.JU, vina-нов О.П., Манькочский О.Н.

В последние года в СП6ТИЯ1 проводятся комплексные исследования транспортных кондиционеров. С участием автора проведаны сравнительные исследования воздушных конденсаторов из ПС/Г в составе транспортного кондиционера. В результате обработки экспериментальных данных показано существенное влияние массовой скорости потока хладагента на коэффициент теплопередачи, подтверждающее необходимость исследования теплообмена при конденсации его внутри каналоЕ.

Следует отметить значительное влияние на массогабаритныо характеристики конденсатора зоны сбива перегрева и зоны переохлаждения жидкости. Исследования показали, что зона сбива переграва в воздушном конденсаторе транспортного кондиционера в зависимости от степени перегрева пара занимает 15...20 %, зона конденсации пзрегретого пара - 4...Ö % л зона переохлаждения конденсата в зависимости от степени переохлаждения 10...15 % общей поверхности воздушного конденсатора.

Учитывая перечисленные особенности, применение известных методш; расчета воздушного конденсатора представляется невозможным из-за значительного изменения плотности теплового потока и температуры воздуха на выходе из конденсатора по зонам.

В работе предложен позонный метод расчета воздушного конденсатора, основанный на уравнении сохранения анэргии и закона Ньютона-Рихмана для элементарного участка

füt-Fü-oü. (tc-tcT),

(I)

где

с^ц>. -об Ер .

Дня решения системы (I) использовано уравнониэ теплового балачса по воздуху

Заменив в уравнении (2) массовый расход & на произведение массовой скорости на живое сечение теплообменника, получим уравнение

Q-t- mu-Cp. F^V-li**) .

Учитывая, что соотношение Fx</F = С справедливо для всех воздушное конденсаторов, получим

Qi = С■ Ср• Ш4• Fl (it'-ti*) . (3)

Из решения (I) и (3) получим, что

t- - Ql [< -mt}] (4)

Формула (4) обеспечивает расчет полной поверхности конденсатора во всех зонах

F в Fn + i-K-n. Fk Fn.o

где Fn , Fr n , Fk и Fn.o.~ являются суммой эпементарных поверхностей в каждой зоне.

хъйадиз формулы (4) показал, что основным фактором, влияющим на расчетную поверхность, является соотношение с/Inf fcL . Из-за наличия больших массовых скоростей воздуха в живом сечении конденсатора значения приведенного коэффициента теплоотдачи сс стороны воздуха значительно paar г, при этом возникает необходимость в интенсификации теплоотдачи со сторона хладагента.

Ддя реализации предложенной методики расчета воздушного конденсатора из ПОТ необходимо комплексное исследование процессов теплообмена, происходящих в воздушном конденсаторе транспортных средств, т.е. исследование процесса конденсации насыщенного и перегретого паров, сбива перегрева пара и переохлаждения конденсата. Кроме того, необходимо выяснить влияние калачей и начальных участков шлангов (элементов) на тепло-гидраыические характеристики воздушного конденсатора.

Обзор литературных данных по конденсации насыщенного пара в горизонтальных трубах и узких каналах выявил, что в области расслоенного течения двухфазного потока имеются работы Нуссельта В., Чэддока Д., Чейто Д., Ширяева lü.H. и др. В области гомогенного течения потока работы Бойко Л.Д., Кружилина Г.Н., Ананьева E.H., Консетова В.В., Гогаша G.P. и др. Рассмотрены работы, посвященные исследованию конденсации на раб-рьстнх поверхностях - Азер Н.Э., Рязанов 0.11., Карху В.А., Тимофеево-кий-А.Л. и др. Кроме того, проведен обзор работ, посвященных проблеме

конденсации перегретого пара (Баттерворс Д., Миропольский З.Л., Пути-лин С.А.) и иссждован>г>1 потерь давления п различных режимах течения двухфазного потока (Лванов О.П., Мамченко В.О., Бойко Л.Д. и др.).

Из обзора и анализа литературных данных можно сделать следующие выводы:

- не исследован вопрос определения границ режимов точения при конденсации в горизон.альных ПОТ, имеющиеся рекомендации применимы только для круглых труб;

- отсутствуют зависимости для расчета коэффициента теплоотдачи и потерь давления в ПОТ. Расхождение между значениями коэффициента теплоотдачи, рассчитанными ао литературным даннш, достигает 250 %;

- имеющиеся расчетные зависимости для определения коэффициента теплоотдачи при конденсации перегретого'пара противоречивы.

Для решения перечислен?"« проблем создан экспериментальный стенд, который состоит из закрытого контура термосифона, водяного контура, системы термостатирования и измерительной части.

Контур термосифона состоит из парогенератора, пароперегревателя, предконденсатора, экспериментального конденсатора, постконденс"тора и мерной емкости.

Руководствуясь решениями Монреальского соглашения, в качестве рабочего вещества выбраны относительно безопасный Я 22 и предполагаемый заменитель В 12 - Я 134».

Экспериментальные конденсаторы были изготовлены из круглой, гладкой плоскоовальной и многоканальной трубок. При определении расстояния между внутренними перегородками в многоканальной трубе использовалась формула, предложенная Хижняковьш С. В.-, для расчета расстояния между конденсатоотводчыми ребрами на гориг ->нтагъных трубах

Получено, что расчетное расстояние между внутренними перегородками для Е 22 и Я 134а при -^>40 °С составляет 3...4 мм. С учетом потерь давления было-выбрано расстояние 4 мм.

Для проверки работоспособности стенда первслачально на нем была установлена кр^.'лая труба диаметром 18x1,5 мм. Результаты экспериментов хорошо согласуются с расчетами по формуле ^.уссел'та (линия 2, рис. I).

На втором этапе на стенда была установлена гладкая ПОТ 3x21 мм, изготовленная из круглой трубы диаметром 18x1,5 мм. Исследование полной конденсации насыщенных паров Я 22 показало, что зависимость коэффициента теплоотдачи от массовой скорости двухфазного потлка условно можно разделить' на три зоны (линия I). В зоне расслоенного течения потока при одинаковых (ГО <40 кг/(м*"-с)) коэффициент теплиотдачи примерно в 1,9 раза меньше, чем в круглой трубе с аналогичной поверхностью тепло-

обмена. Результаты экспериментов обобщаются зависимостью с погрешностью ¿8 %

Малое значение коэффициента теплоотдачи в зоне расслоенного течения объясняется тем, что нижняя поверхность овальной труби занята донным конденсатом и практически исключена из теплообмена.

Вторая зона при 40<С W < 115 кг/(м*"-с) соответствует переходному режиму. Рост толщины планки в данной зоне компенсируется образованием волн на поверхности планки.

Как видно на рис. I при 115 кг/(м^-с) коэффициент теплоотдачи растет, что связано с переходом на кольцевое течвнш потока со срывом конденсата.

Обобщение экспериментальных данных при частичной и полной конденсации R 22.позьолило с погрешностью +Ь % предложить критериальную зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи

МиН^ПКеГЧГ.

На рис. I также npt ведены значения коэффициента теплоотдачи в вертикальном положении OCHOBHHX теплообмонных сторон овальной трубы (линия 3). Ьидно, что в исследованной области опытные значения коэффициента теплоотдачи соответствуют расчетным значениям по формуле Нуссельта для вертикальных поверхностен (линия Ь, рис. I) ив 1,5 раза больше, чем в круглой трубе с аналогичной поверхностью иди в 2,4 раза больше, чем в плоском положении гладкой овальной трубы. Это объясняется тем, что образовавиийся конденсат стекает по вертикальной стенке на нижнюю часть овальной трубы и образует донный ручей, который исключает из теплообмена меньшую поверхность, чем в других случаях.

Сравнение опытных данных с данными других авторов показало, что для определения границ режимов течения двухфазного потока для конкретного хладагента и при определенной температуре можно использовать массовую скорость потока. Так установлено, что для R 22 при ШП < 40 кг/(м**-с) наблюдается расслоенное течение, а при |Т\ НО кг/(м^-с) - кольцевое течение со срывом конденоатной пленки.

Кроме этого обнаружено, что для определения границ режимов течения при конденсации различных хладагентов в НОТ моыю использовать критерий, предложенный Кутагяладзе G.C.

У

к./

'

Установлено, что для гладких ПОТ границы режимов течения составляют; К< 1,6 - расслоенное течение; 1,и< К < 4,8 - псролодний рв-жич; 1< > 4,В - кольцевое тйчапие со срывом конденсата.

При конденсации в ПОТ с внутренними перегородками кольцевое точение со срывом конденсата начинается при (< ,>8/1 .

Исследования конденсации в многоканальной трубе показали, что наличие внутренних перегородок интенсифицирует теплообмен по сравнению с гладкой овальной трубой в 1,8 раза. Штенсификация теплоотдачи объясняется стягиванием конденсатной пленки в углы в каждом канале под воздействием сил поверхностного натяжения и отеканием конденсата по внутренней перегородке.

Так же как и в овальной трубе процесс конденсации насыщенного -пара условно можно разделить на три зоны (рис. 2). В зоне расслоенного течения ( УУ1< 40 кг/(м^-с)) для расчета коэффициента теплоотдачи с погрешность» 4.10 % может бить рекомендована зависимость, предложенная Гопи-ным С.Р,

¿-о^.Ь.^.Г'". , Го

Начало зоны кольцевого твчония со срывом конденсата значительно задерживается из-за наличия прямых углов в многоканальной плоскооааль-ной трубе и для R и R 134а соответственно массовая скорость поставляет 200 и 170 кг/(м2-с).

Учитывая большое влияние паросодержания потока на значения коэффициента теплоотдачи при конденсации хладагентов (рис. 3), при выводе критериальных зависимостей для его расчета зонц конденсации насыщенного пара разделена на пять участков:

при X > 0,9 Nue (b)

при 0,75 < X < Мц, (У)

при 0,2а <Х < 0,7t> (10)

при 0,1< х < 0,2Ь (II)

при Х< 0.1 Nu„= (12)

ГД9 Wc - учитывает влияние сил поверхностного нитяжения на теплообмен.

На экспериментальном стенде также исследовались процессы теплообмена в зонах сбива перегрева, конденсации перегретого пара и в зоне переохлаждения конденсата. Опытные данные по оС при конденсации перегретого пара хорошо согласуются с данными Гфопольского З.Л. и противоречат Баттервор-су Д. и Дутилину С.А. (рис. 4). Для обобщения опытных данных по теплообмену при Koi денсации перегретого пара рассмотрена принципиально новая модель процесса: конденсация пара хладагента начинается, когда температура стенки трубы становится меньше температуры насыщения. При этом происходит сбив перегрева пара в пограничном слое и конденсация его, а образовавшийся ранее конденсат уносится ядром почока - паром. В конце процесса образуется тонкий слой конденсата на поверхности трубы.

Для расчета коэффициента теплоотдачи предлагается зависимость:

, (13)

oL~ ♦ (14) .

где 0£н - определяется по формуле (8) при X = 0,95.

Экспериментальные исследования подтвердили работоспособность предложенной модели.

В зоне переохлаждения жидкости режим турбулентного течения наступает при = 6000, что совпадает с выводами для щелевых каналов, изложенных в работе Мамченко В.0.

Для расчета коэффициентов теплоотдачи в зоне сбива перегрева пара и переохлаждения конденсата рекомендуются формулы для теплообмена при вынужденном движении внутри труб и каналов.

Для учета влияния начального участка в шлангах воздушных конденсаторов на теплообмен предлагается ввести поправку:

- для определения длины начального участка - участка стабилизации

f нлч = , (15)

- для расчета коэффициента теплоотдачи в начальном участке

5d/x) , (IÖ)

где X /" 0,02 м - длина грубы от начала входа.

Большая часть работы посвящена исследованиям потерь давления.в 110(Г и калачах воздушного конденсатора. На рис. 5 приведена зависимость потерь давления от массовой скорости хладагента при полной конденсации R 22 и R 134а в многоканальны?: НОГ. ¿равнение опытных и расчетных значений потерь давления показало, что при кольцевом течении со срывом конденсата и

о

С|, > 25000 Вт/м для расчета потерь давления можно рекомендовать формулу, предложенную по гомогенной модели

дР- г^/М» . <17>

В зоне переходного режима коэффициент трения не зависит от числа Рейнольдса и для исследуемых каналов составляет для К 22 = 4,65-10"^. При этом для расчета потерь давления используется формула (17).

Для расчета потерь давления в змеевиковом воздушном конденсаторе необходимо учитывать влияние паросодержания на перепад давления (рис. 6). Сравнение расчетных и опытных данных показало, что при (|,< 16000 Ьг/м и

200 кг/(м^-с) для расчета.потерь давления мол.а рекомендовать формулу Ыамченко 3.0.

При изучении влияния радиуса изгиба калачей змеевика на потери давления были исследованы змеевики из многоканальных НС/Г. Установлено, что потери давления от радиуса изгиба практически не зависят. Дня расчета может быть рекомендована зависимость:

дР=С4-г5)лРгрям. /•

где Дрпр*и. - определяется в зависимости от длины калача.

В результате обработки и анализа экспериментальных данных была разработана программа для расчета воздушного конденсатора, в которой использован метод итерационного вычисления. Он заключается в том, что задается шаг по температуре тз однофазной области и по паросодержанию в зоне паро-жидкостного потока. В зависимости от температуры и паросодержания хладагента вычисляется коэффициент теплоотдачи со стороны хладагента по предложенным в работе формулам. Дчя пасчета теплообменной поверхности используется формула (4). После ..вхождения длины элементарного участка определяются потери давления на прямых участках и в калачах конденсатора. Программа определяет количество шлангов (элементов) и гаоаритные размеры конденсатора.

Созданная программа позволяет проводить критический анализ существующих конструкций и предложить новые конструкции компактных конденсаторов из ПОТ.

Сравнение расчетного конденсатора о серийно выпускаемыми показало, что расчетный конденсатор занимает в 1,8 раза меньший объем, чем АРСТ-376 и АвтоЗАЗ, и в 1,2 раза меньший, чем Санден при производительности конденсаторов 4,5 кВт.

ОСНОШЫК РЕЗУЛЬТАТЫ А ВЫВОДИ

I. Создала методика позонного расчета воздушного конденсатора для автомобильного кондиционера.

2. i!o результатам экспериментальных исследований процесса конденсации настенного пара 8 22 и R 134а в гладких и многоканальных НОТ и определен« гр;ыицы режимов точения: .

а) г'с массовой скорости двухфазного потока для конкретного хладагента при определенной температуре;

б) по критерию срыва кондонсата.

3. Установлено, что наличие конденсатоотводних перегородок и конден-сатостягадакщих углов изменяет границы режимов точения в сторону ее увеличения.

4. Дня расчета коэффициента теплоотдачи при расслоенном течении потока в гладких НОГ предложены эмпирические зависимости вида

oW(<bcl,E>)

b. Исследование теплообмена в горизонтальных овальных трубах в гори-ЭОИТ01ЫЮМ и вертикальном положении основных твллообмошшх сторон показало, что в вертикачыюм положении коэффициент теплоотдачи примерно в 2,4 раза больше, чем в горизонтальном. Л / 1( • \

6. предложено расчетная зависимость вида ^У®~ г

для коэффициента теплоотдачи при конденсации хладагентов в гладкой ПОТ при кольцевом течении потока со срывом конденсата.

7. Для расчета коэффициента теплоотдачи в многоканальных трубах предложены расчетные зависимости вида y(RerRcnj Pyt-,V/e.) ¡ которые учитывают изменение паросодержания потока при конденсации (при

ГГ)> 200 кг/(м2-с>).

6. Предложена зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации перегретого пара, которая подтверждена опытами автора.

9. Исследования показали, что в Г10Т с внутренними перегородками при Pe/" 6G00 начинается турбулентное течоние жидкости.

10. По результатам исследований рекомендованы расчетные зависимости для потерь давления в ЛОГ и калачах воздушного конденсатора.

11. Предложены перспективные конструкции воздушных конденсаторов из

ПОТ.

Обозначения

WI - массовая скорость потока, кг/(м^-с); F- поверхность теплообмена, м^; Щ - эффективность оребрения; - коэффициент оребрения; G -массовый расход, кг/с; о£.{др. - приведенный коэффициент теплоотдачи,' Вт/(м^'К); X - паросодержания.

Nu„ = (дй + ¿ - число Куссельта для потока;

Rg. =»( —„ + *~r )•№ dv число Рвйнольдса для потока;

V/e. = ^ ' R1^) " КРИ1'°РИЯ Небора.

Jlo материалам диссертации опубликована следующая работы:

Гулиев Р.Г. Исследование процесса конденсации в плоснооьальнмх трубах: Tea. докл. Ьсесоюзн. науч.-технич. конф. Холод - народному хозяйству. - Л., 1991, с. 194.

Приношу искреннюю признательность к.т.н. Емельянову A.J1. за консультирование моей работы.

ЩнгК)

2 3 А 5 6 7 6 iOa т,К2/(МгС)

Рис. I. Илиянио массовой скорости потока на теплообмен: I, к, 3 - опытные данные; 4,7 - расчет по формулам Гопина O.P.; 5, б. b - расчет соответственно по Нуоовяь-ту В., Каваллини А. и Бойко-Кружилина

3

2

Рис. 2, Изменение коэффициента теплоотдачи при полной конденсации в 1/ногоканальной трубе: I - опытные данные для 1Н 22; 2 - опытные данные для К 134а

Вт/ОМ) 323 К ......Г У

К У

+-Н-22 о-П-134а 1 1 эН ±3

2 3 4 5 ) 10я 2 га, ВД'о)

60С0 4000 2000 0

Рис. 3. Влияние паросодоржания потока на коэффициент теплоотдачи при конденсации й 22

40 +

Тн=323 К

-ЫТМ20 кг/«

О-т=160 кг/См2 с)

о

+

ООО

+

О О

+

\ Й5 0.8 0? Ц6 05 0А М 02 0.1 X

0.0 0,9 1,0 12

Рио. 4. Измонение коэффициента теплоотдачи, температур пара и стенкипри конденсации перегретого пара:

I - при т =54 кг/(*Лс); 2 - при |П = ЗВО кг/(м2-с)

Рио. 5. Зависимость потерь давления при конденсации К 22 и И 134а от мшссовой . скорости потока

юг 2 зи,кг/(нгс)

Рис. 6. Влияние паросодчр-жания потока на потери давления при конденсации К 22:

I - расчет по формула Мамченко В.О.; 2 - расчет по гомогенной модели

Подписано к печати 23.11.92. Формат 60x84 1/16. Бум. писчая.. Печать офсетная. Печ.л. 1,0. Тираж 100 экз. Заказ Р 7.

Малое поедприятие "ТеплоКон" Санкт-Петербургского ордена Трудового Краснио Знамени технологического института холодильной промышленности. 191002, Свнкт-Иотефбурр, ул.Ломоносова,9