CC BY
2
Теплотехника Heat engineering
Научная статья
УДК 62-68, 621.557
DOI: 10.14529/power240107
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЭНЕРГОТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО КОМПЛЕКСА ОПРЕСНЕНИЯ МОРСКОЙ ВОДЫ НА БАЗЕ ТЕПЛОВОГО НАСОСА. ЧАСТЬ 1. ТЕПЛОВОЙ НАСОС
К.В. Осинцев, osintcevkv@susu.ru О.Ю. Корнякова, kornyakovaoi@susu.ru Я.С. Болков, bolkovis@susu.ru В.О. Кончаков, vova111002@mail.ru А.М. Карелин, karelinasdf@mail.ru
Южно-Уральский государственный университет, Челябинск, Россия
Аннотация. Разработан способ работы энерготехнологического комплекса, включающего тепловой насос, фотоэлектрическую панель и опреснительную установку. В методике, описывающей функционирование комплекса в целом, особое внимание уделяется конструкциям отдельных элементов технологической схемы, энергетическому балансу и эксергетическому методу. Методика расчета позволяет встраивать дополнительные компоненты, такие как турбодетандер для реализации органического цикла Ренкина, а также ветроустановку и солнечный концентратор. Авторы представляют разработки как научный подход к проектированию и эксплуатации энерготехнологического комплекса - единую методологию. Комбинация энергобалансовых методов термодинамического анализа и эксергетического метода использовалась для определения потерь энергии в установке, а также для расчета энергоэффективности системы. Расчет эксергий производился в характерных точках цикла. Методология позволяет интегрировать в энергокомплексы различные виды возобновляемых источников энергии и совершенствовать технологические системы на базе тепловых насосов и испарительных установок. В энергокомплекс включена схема испарительной установки. Методология и расчет эксергий воды и водяного пара будут представлены авторами во второй части экспериментального исследования.
Ключевые слова: тепловой насос, эксергетические потери, испарительные установки
Благодарности. Исследование выполнено за счет гранта Российского научного фонда № 22-19-20011, https://rscf.ru/project/22-19-20011/.
Для цитирования: Экспериментальное исследование энерготехнологического комплекса опреснения морской воды на базе теплового насоса. Часть 1. Тепловой насос / К.В. Осинцев, О.Ю. Корнякова, Я.С. Болков и др. // Вестник ЮУрГУ. Серия «Энергетика». 2024. Т. 24, № 1. С. 59-69. DOI: 10.14529/power240107
Original article
DOI: 10.14529/power240107
A CASE STUDY OF THE ENERGY-TECHNOLOGICAL COMPLEX SEAWATER DESALATION ON THE BASIS OF A HEAT PUMP. PART 1. HEAT PUMP
K.V. Osintsev, osintcevkv@susu.ru
O.Yu. Kornyakova, kornyakovaoi@susu.ru
Ya.S. Bolkov, bolkovis@susu.ru
V.O. Konchakov, vova111002@mail.ru
A.M. Karelin, karelinasdf@mail.ru
South Ural State University, Chelyabinsk, Russia
Abstract. This paper describes the operation of an energy-technological complex, including a heat pump, a photovoltaic panel, and a desalination plant. In describing the functioning of the complex as a whole, special attention is paid to the designs of the individual elements, the energy balance and the exergy method. The calculation allows the integration of additional components, such as a turbo-expander for the implementation of the organic Rankine cycle, a wind
© Осинцев К.В., Корнякова О.Ю., Болков Я.С., Кончаков В.О., Карелин А.М., 2024
turbine, and a solar concentrator. The authors present developments to the design and operation of an energy-technological complex. A combination of the energy balance methods of thermodynamic analysis and the exergy method was used to determine the energy losses in the installation and to calculate the energy efficiency of the system. The exergies were calculated at key points of the cycle. The methodology allows the integration of various types of renewable energy sources into energy complexes and improving technological systems based on heat pumps and evaporation plants. The energy complex includes a scheme for an evaporative plant. The methodology and the calculation of the exergies of water and water vapor will be presented by the authors in the next part of the experimental study.
Keywords: heat pump, exergy losses, evaporators
Acknowledgments. The study was supported by the Russian Science Foundation grant No. 22-19-20011, https://rscf.ru/en/project/22-19-20011/.
For citation: Osintsev K.V., Kornyakova O.Yu., Bolkov Ya.S., Konchakov V.O., Karelin A.M. A case study of the energy-technological complex seawater desalation on the basis of a heat pump. Part 1. Heat pump. Bulletin of the South Ural State University. Ser. Power Engineering. 2024;24(1):59-69. (In Russ.) DOI: 10.14529/power240107
Введение
Теплонасосная установка преобразует теплоту низкопотенциального источника в теплоту нагретого теплоносителя через промежуточный теплоноситель - хладагент [1, 2]. Основными элементами конструкции тепловых насосов стандартно являются испаритель, конденсатор, компрессор, дросселирующий вентиль [3, 4].
Термодинамические и эксергетические методы используются для анализа производительности установок, процессов и методов расчета с точки зрения энергоэффективности и устойчивости системы [5, 6]. Термодинамический анализ используется для расчета тепловых потерь, подводимой и вырабатываемой энергии системы, а метод потоков эксергий используется для расчета потенциала улучшения энергоустойчивости системы [7, 8]. Термодинамический и эксергетический методы можно использовать вместе для определения суммарного воздействия на повышение как энергоэффективности, так и устойчивости системы [9, 10].
Эксергетический анализ является бесценным инструментом для оценки эффективности энергетических систем [11, 12]. Он дает представление не только о количестве потребляемой или производимой энергии, но и о качестве энергетических ресурсов, используемых в энергопотребляющих и энергопроизводящих установках [13, 14]. Сочетая
количественные и качественные измерения, эксер-гетический анализ может определить наиболее неэффективные компоненты технологии и предложить способы снижения потерь энергии. Это значительно улучшает понимание энергетических потерь и позволяет инженерам проектировать более эффективные теплоэнергетические системы [15, 16].
Авторы статьи предварительно провели анализ работ в мировом научном сообществе в части тепловых насосов [11-14], теплообменников для конденсаторов и испарителей [15-17] и использования различных источников теплоты [18-20].
Методология
Рассматриваемая авторами методология является научным подходом к решению задач расчета эффективности и оптимизации при проектировании энерготехнологических комплексов, совмещающих тепловой насос (в том числе с турбоде-тандером для реализации органического цикла Ренкина), фотоэлектрическую панель, опреснительную установку, а также опционно - гелиокон-центратор (солнечный концентратор) и ветрогене-ратор. Кроме того, научный подход не отрицает возможности работы не только по циклу Ренкина, но и по циклу Калины, поскольку методологическая база не меняется.
На рис. 1 представлена базовая схема работы
Рис. 1. Базовая схема энерготехнологического комплекса Fig. 1. Basic scheme of the energy-technological complex
Рис. 2. Усовершенствованная технологическая схема опреснителя Fig. 2. Improved technological scheme of the desalination plant
энерготехнологического комплекса, реализованного авторами. В статье рассмотрена первая часть установки - тепловой насос. На рис. 1 приняты следующие обозначения: 1 - низкотемпературный источник теплоты, 2 - испаритель, 3 - фотоэлектрическая панель, 4 - дополнительный (резервный) нагреватель, 5 - компрессор, 6 - конденсатор, 7 - детандер (капиллярная трубка), 8 - нагретая вода, 9 - клапан, 10 - основной бак опреснителя, 11 - паровой компрессор, 12 - теплообменник-конденсатор дистиллята, 13 - выход опресненной воды, 14 - выход соленой воды.
На рис. 2 показана усовершенствованная технологическая схема. Элементы, которыми дополнена схема: 15 - турбодетандер, 16 - ветроуста-новка, 17 - гелиоконцентратор (солнечный концентратор).
Схема на рис. 2 также может работать и по циклу Калина. Принципиальных отличий нет.
Совмещение методик энергетических балансов термодинамического анализа и эксергетического метода при использовании в основной схеме
Цель методики - определение теплового коэффициента цикла е; определение количества тепла Q2, необходимого нагревателю; оценка количества теплоты Q1, переданной воде; построение процесса на диаграмме lgP-i для используемого хладагента R407С.
Принципиальная схема установки показана на рис. 3.
Рабочим веществом является фреон R407c, который перемещается по контуру системы. Испа-
Рис. 3. Принципиальная схема установки Fig. 3. Schematic diagram of the installation
Рис. 4. I-s-диаграмма с циклом теплового насоса: 1-2 - процесс адиабатного сжатия хладагента в компрессоре; 2-3 - процесс отвода тепла от конденсатора для нагрева воды (давление P2 и температура t2 не меняются); 3-4 - процесс дросселирования; 4-1 - процесс подачи тепла в испаритель (давление Pj и температура tj не меняются) Fig. 4. /—v diagram with the heat pump cycle: 1-2 - the adiabatic compression of the refrigerant in the compressor; 2-3 - the heat removal from the condenser for water heating (pressure P2 and temperature t2 do not change); 3-4 - the throttling process; 4-1 - supplying heat to the evaporator (pressure Pj and temperature tj do not change)
ритель работает для преобразования газообразного вещества в жидкость при низкой температуре и давлении. Затем компрессор сжимает жидкий хладагент, повышая давление до 19 бар и температуру до 85 °С. После прохождения компрессора хладагент поступает в теплообменник (конденсатор). Здесь он отдает свое тепло воде, превращая ее обратно в жидкую форму под давлением. Вода подается в систему через заливную горловину и выходит через сливной кран. После того как сконденсированный хладагент проходит через расширительный клапан, давление значительно снижается, что приводит к испарению части жидкости. Эта смесь жидкости и пара уходит в испаритель. Жидкость превращается в пар, испаряясь при действии теплоты ФЭП или дополнительного нагревателя. За счет этого происходит закипание в испарителе, которое потребляет тепло от окружающей среды.
Затем перегретый пар выходит из испарителя, и цикл повторяется.
Установка оснащена датчиками температуры, расположенными за ФЭП и в теплообменнике, а также датчиками температуры и давления перед компрессором и расширительным клапаном и за
ними.
Алгоритм методики
Цикл теплового насоса в 7-¿--диаграмме (рис. 4). Т - абсолютная температура, К; - = dq/Т - удельная энтропия - термодинамический параметр состояния, кДж/(кгК).
Экспериментальное исследование. Построение процесса на диаграмме Р—
По известным начальным параметрам фреона Рь ^ находим на диаграмме (рис. 5) точку 1.
1. Из известных данных используем давление
Рис. 5. Цикл теплового насоса, построенный на P-i-диаграмме Fig. 5. Heat pump cycle based on P-i diagram
Таблица 1
Опытные данные
Table 1
Experimental Data
Номер точки Давление P Темпе ратура Энтальпия i, кДж/кг Энтропия s, кдЖ/(кгК)
Бар МПа t, °С T, К
1 3,5 0,35 3 276 419 1,83
2 19 1,9 85 358 472,75 1,87
2а 19 1,9 75 348 462 1,83
3 19 1,9 45 318 272 1,24
4 3,5 0,35 -11 262 272 1,275
Таблица 2
Удельное количество теплоты и работа цикла
Table 2
Specific amount of heat and cycle work
Формула/способ определения Значение Единицы измерений
qi = h2 - h3 200,75 кДж/кг
q2 = h1 - h4 147 кДж/кг
1цикла = q1 - q2 = h2 - h1 56,75 кДж/кг
Таблица 3
Характерные величины работы системы отопления
Table 3
Key values of the heating system
Формула/способ определения Значение Единицы измерений
G = N/l цикла 0,003 кг/с
01 = qvG 0,602 кВт
Q2 = q2G 0,441 кВт
^ q1/l цикла 3,5 -
и температуру с датчика 3 и находим точку 2 (после сжатия в компрессоре).
2. По данным из табл. 1 Р4, t4 находим точку 4.
3. Проводим из точки 2 горизонтальную прямую до линии насыщения и строим перпендикуляр от точки 4. В месте пересечения прямых ставим точку.
4. Найдем точку 2а.
Зная, что отношение
h - h =-
Па
(1)
для фреоновых компрессоров па, при b = 0,0025 определяется как
Па = у + Ь • t0
(2)
то энтальпия точки 2а находится по формуле
Ь =Па(г2 "к) +1 (3)
Методика расчета
По полученным данным заполняется табл. 1.
Степень сухости насыщенного пара выражается отношением массы сухого пара к массе влажного пара. Она может варьироваться от 0, когда пар находится в жидком состоянии, до 1, когда он полностью свободен от влаги [9]. Это измерение можно использовать для определения содержания влаги в насыщенном паре.
Найдем степень сухости в точке 1. "*з_1,83 "1,24 = 0 94.
s2 - s3 1,87 -1,24
(4)
Удельное количество теплоты и работа цикла показаны в табл. 2.
Характерные величины работы системы отопления показаны в табл. 3.
Эксергетический метод оценки эффективности работы теплонасосной установки
Необходимо оценить эффективность работы ТНУ. Для достижения поставленной цели решаются следующие задачи: определение энтальпии, энтропии и эксергии в характерных точках цикла ТНУ, построение цикла ТНУ в /—¿--координатах, а также составление эксергетического баланса ТНУ. Алгоритм метода
На основе известных параметров характерных точек цикла (Р, Т, i, •, е) можно построить данный цикл в -координатах, что приведено в табл. 4. Затем эти показатели можно анализировать [7, 8].
Диаграмма ^р— используется для расчета энтальпии i0сC и энтропии окружающей среды для данного хладагента при температуре То.с и давлении Ро.с = 98,1 кПа (1 атм). Пересекающиеся изотерма и изобара дают значения энтальпии и энтро-
a -1
пии хладагента [9, 10]. Цикл ТНУ в /—¿-координа-тах показан на рис. 6.
Значения параметров для подсчёта удельных эксергий хладагента в характерных точках показаны в табл. 5.
Значения удельных эксергий хладагента в характерных точках представлены в табл. 6.
Характерные величины цикла показаны в табл. 7.
В отличие от энергетического баланса эксер-
гетический баланс рассматривает степень технической полезности энергии, определяемую температурным потенциалом тепловых потоков [11]. Компрессор обеспечен двумя источниками энергии: подводимой электрической энергией и эксергическим расходом всасываемого рабочего агента G^ei, эксергия потока рабочего агента G^e^ Значения эксергий хладагента в характерных точках показаны в табл. 8.
Таблица 4 Table 4
Характеристики хладагента в характерных точках Characteristics of the refrigerant at key points
Номер точки Давление P Темпе ратура Энтальпия i, кДж/кг Энтропия s, кдЖ/(кгК) Эксергия е, кДж/кг
Бар МПа t, °С T, К
1 3,52 0,352 2,88 275,88 419 1,84 33,81
2 19 1,9 85 358 474 1,86 82,95
3 19 1,9 44 317 270 1,24 60,61
4 3,52 0,352 -11 262 270 1,275 50,355
Рис. 6. Цикл ТНУ в г-з-координатах Fig. 6. HPU cycle in i-s coordinates
Таблица 5
Значения параметров для подсчёта удельных эксергий хладагента в характерных точках
Table 5
Parameter values for calculating the specific exergies of the refrigerant at key points
Параметры Значение Единицы измерений
iо.с 435 кДж/кг
2,01 кДж/(кгК)
T ^ о.с 293 К
Таблица 6
Значения удельных эксергий хладагента в характерных точках
Table 6
Values of specific refrigerant exergies at key points
Параметры Значение Единицы измерений
e = i - To.c • S "Oo.c - To.c • So, )
ei 33,8i кДж/кг
e2 82,95 кДж/кг
ез 60,6i кДж/кг
e4 50,355 кДж/кг
Ae=e+i- e
Ae2-i 49,i4 кДж/кг
Дез-2 22,34 кДж/кг
Ае4-з 10,255 кДж/кг
Aei-4 16,545 кДж/кг
Аетну = EAe
Де ¿-it-тну 0 кДж/кг
Таблица 7
Характерные величины цикла
Table 7
Characteristic quantities of the cycle
Формула/способ определения Значение Единицы измерений
v0 — G>a • v1 0,00024 м3/с
q — ÖL 2587,5 кДж/м3
0ок — Gрa • Чок 0,009 кВт
Qt = Ö1 + 0ок 0,621 кВт
Р Пм = 0,98 - 0,008 Р0 0,936 -
Р лэ = 0,97 - 0,02 р Р0 0,86 -
N — N Jv в Пм 0,17 кВт
N = NB 14 э ПэПп 0,198 кВт
N. Т Qt 0,31 -
AN — 0,035 + 0,015 • Ыэ 0,03797 кВт
дэт =AN Т Qt 0,061 -
Эт — Эт + АЭт 0,371 -
= Qt — -L Nэ ЭТ 3,136 -
ц — Qt — 1 Nэ +AN Эт 2,63 -
эк — 1 Тос к т ср 1 ВК 0,21 -
Окончание табл. 7 Table 7 (end)
Формула/способ определения Значение Единицы измерений
Э* л' = — Э' 0,677 -
э* Лт.с = Э^ 0,566 -
Таблица 8
Значения эксергий хладагента в характерных точках
Table 8
Values of refrigerant exergies at key points
Формула/способ определения Значение Единицы измерений
EBX = N + DN 0,23597 кВт
E3 = N э 0,198 кВт
Ет = £ра< е2- е3 ) 0,067 кВт
^м _ (1-К ' К ' hJ ' Еэ 0,0386 кВт
Dкм = Еэ • К • Кэ • Кп-°ра '(е2-е1) 0,0119 кВт
T " _ T' T ср _ вк вк вк — T" T' вк 371 К
( Т Л ЕТ1 _ QT • 1 _ Тр V Т вк / 0,13 кВт
Еи _ Gxa •( e4 - e1 ) 0,0495 кВт
Dh _ Еи 0,0495 кВт
Ес.н _Евх •(0,01...0,03) 0,00589 кВт
Выводы
1. Получены экспериментальные данные по тепловому насосу в составе энергокомплекса.
Результаты сведены в таблицу эксергетиче-ского баланса установки (табл. 9).
2. Далее необходимо привести анализ расчётных составляющих баланса с оценкой эффектив-
ности работы отдельных элементов и схемы в целом, а также дать рекомендации по проведению возможных мероприятий с целью снижения потерь эксергии в установке.
3. Работа второй части энергокомплекса по опреснению морской воды будет рассмотрена во второй части статьи.
Таблица 9 Table 9
Эксергетический баланс ТНУ Exergy balance of HPU
Подводимая эксергия Отводимая эксергия
Статьи прихода кВт Статьи расхода кВт % к Евх
Суммарная электрическая 0,23597 Эксергетическая теплопроизводительность, Еп: 0,13 55
мощность, подводимая Потери:
к установке, включая в компрессоре:
собственные нужды (Евх) - электромеханические 0,0386 16
- внутренние 0,0119 5
в испарителе:
- от необратимости теплообмена 0,0495 20
- собственные нужды 0,00589 2,5
Итого Итого 0,23589
Список литературы
1. Mathematical modelling and optimal design of plate-and-frame heat exchangers / O. Arsenyeva, L. Tovazhnyansky, P. Kapustenko, G. Khavin // Chemical Engineering Transactions. 2009. Vol. 18 (129). DOI: 10.3303/CET0918129
2. Influence of capsule length and width on heat transfer in capsule-type plate heat exchangers / C. Jiang, W. Zhou, X. Tang, B. Bai // Advances in Mechanical Engineering. 2019. Vol. 11 (12). DOI: 10.1177/1687814019895742
3. Comprehensive review of spiral heat exchanger for diverse applications / V. Irabatti, Y. Patil, S. Kore et al. // Materials Today: Proceedings. 2022. Vol. 9 (308). DOI: 10.1016/j.matpr.2022.09.308
4. Effect of geometrical parameters on flow and heat transfer performances in multi-stream spiral-wound heat exchangers / X. Lu, G. Zhang, Y. Chen et al. // Applied Thermal Engineering, 2015. Vol. 4 (84). DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2015.04.084
5. Design method and software development for the spiral-wound heat exchanger with bilateral phase change / J. Wu, J. Zhao, X. Sun et al. // Applied Thermal Engineering. 2019. Vol. 166 (19-20). P. 114674. DOI: 10.1016/j. applthermaleng.2019.114674
6. Протопопов К.В., Жиребный И.П., Гаранов С.А. Способы регулирования производительности установок кондиционирования воздуха с режимом теплового насоса // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2014. № 12 (657). С. 76-83.
7. Kemp Ian C. Pinch Analysis and Process Integration: A User Guide on Process Integration for the Efficient Use of Energy. 2nd ed. Elsevier Ltd, 2007. 415 p.
8. Бродянский М., Фрашер В., Михалек К. Эксергетический метод и его приложения. М.: Энергоатом-издат, 1988. 288 с.
9. Abdelalim A., O'Brien W., Shi Z. Development of Sankey Diagrams to Visualize Real HVAC Performance // Energy and Buildings. 2017. Vol. 149. P. 282-297. DOI: 10.1016/j.enbuild.2017.05.040
10. Karaagag M.O., Kabul A., Ogul H. First- and second-law thermodynamic analyses of a combined natural gas cyclepower plant: Sankey and Grossman diagrams // Turkish Journal of Physics. 2019. Vol. 43 (1). P. 93-108. DOI: 10.3906/fiz-1809-9
11. Omidi M., Farhadi M., Jafari M. A comprehensive review on double pipe heat exchangers // Applied Thermal Engineering. 2017. Vol. 110. P. 1075-1090. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2016.09.027
12. Hussein A.M. Thermal performance and thermal properties of hybrid nanofluid laminar flow in a double pipe heat exchanger // Experimental Thermal and Fluid Science. 2017. Vol. 88. P. 37-45. DOI: 10.1016/j.expthermflusci.2017.05.015
13. Sheikholeslami M., Ganji D.D. Heat transfer improvement in a double pipe heat exchanger by means of perforated turbulators // Energy Conversion and Management. 2016. Vol. 127. P. 112-123. DOI: 10.1016/j.enconman.2016.08.090
14. Bezaatpour M., Rostamzadeh H. Heat transfer enhancement of a fin-and-tube compact heat exchanger by employing magnetite ferrofluid flow and an external magnetic field // Applied Thermal Engineering. 2019. Vol. 164. P. 114462. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2019.114462
15. Yanvarev I., Grokhotov V. Multisection heat exchangers for heat utilization of the waste gases from heat power plants // Journal of Physics: Conference Series. 2019. Vol. 1260. P. 052034. DOI: 10.1088/17426596/1260/5/052034
16. Yang M.-H., Yeh R.-H. Economic performances optimization of the transcritical Rankine Cycle systems in geothermal application // Energy Conversion and Management. 2015;95:20-31. DOI: 10.1016/j.enconman.2015.02.021
17. Energy and cost analysis and optimization of a geothermal based cogeneration cycle using an ammonia water solution: thermodynamic and thermoeconomic viewpoints / N. Javanshir, S. Mahmoudi, M.A. Kordlar, M.A. Rosen // Sustainability. 2020. Vol. 12 (2). P. 484. DOI: 10.3390/su12020484
18. Крылов Э.Г. Парокомпрессионные тепловые насосы // Интеллектуальные системы в производстве. 2006. № 1 (7). С. 173-180.
19. Чернышова В.А., Ахметов Э.А. Тепловой насос и рациональность его применения в энергосберегающем комплексе // Приоритетные направления инноваций в промышленности: сб. науч. ст. по итогам одиннадцатой Междунар. науч. конф., Казань, 29-30 ноября 2020 г. Ч. 1. М.: ООО «КОНВЕРТ», 2020. С. 256-258.
20. Руднева Е.С. Схемные решения и примеры использования тепловых насосов // Проблемы эффективного использования научного потенциала общества: сб. ст. по итогам Междунар. науч.-практ. конф., Оренбург, 14 января 2021 г. Ч. 1. Уфа: ООО «Агентство международных исследований», 2021. С. 146-151.
References
1. Arsenyeva O., Tovazhnyansky L., Kapustenko P., Khavin G. Mathematical modelling and optimal design of plate-and-frame heat exchangers. Chemical Engineering Transactions. 2009;18(129). DOI: 10.3303/CET0918129
2. Jiang C., Zhou W., Tang X., Bai B. Influence of capsule length and width on heat transfer in capsule-type plate heat exchangers. Advances in Mechanical Engineering. 2019;11(12). DOI: 10.1177/1687814019895742
3. Irabatti V., Patil Y., Kore S., Barangule V., Kothe A. Comprehensive review of spiral heat exchanger for diverse applications. Materials Today: Proceedings. 2022. Vol. 9 (308). DOI: 10.1016/j.matpr.2022.09.308
4. Lu X., Zhang G., Chen Y., Wang Q., Zeng M. Effect of geometrical parameters on flow and heat transfer performances in multi-stream spiral-wound heat exchangers. Applied Thermal Engineering. 2015;4(84). DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2015.04.084
5. Wu J., Zhao J., Sun X., Liu S., Wang M. Design method and software development for the spiral-wound heat exchanger with bilateral phase change. Applied Thermal Engineering. 2019;166(19-20):114674. DOI: 10.1016/j .applthermaleng.2019.114674
6. Protopopov K.V., Zhirebnyy I.P., Garanov S.A. Efficiency control methods for air conditioning systems with heat pumps. Proceedings of Higher educational institutions. Machine building. 2014;12(657):76-83. (In Russ.)
7. Kemp Ian C. Pinch Analysis and Process Integration: A User Guide on Process Integration for the Efficient Use of Energy. 2nd ed. Elsevier Ltd; 2007. 415 p.
8. Brodyanskiy M., Frasher V., Mikhalek K. Eksergeticheskiy metod i ego prilozheniya [The exergy method and its applications]. Moscow: Energoatomizdat; 1988. 288 p. (In Russ.)
9. Abdelalim A., O'Brien W., Shi Z. Development of Sankey Diagrams to Visualize Real HVAC Performance. Energy and Buildings. 2017;149:282-297. DOI: 10.1016/j.enbuild.2017.05.040
10. Karaagag M.O., Kabul A., Ogul H. First- and second-law thermodynamic analyses of a combined natural gas cyclepower plant: Sankey and Grossman diagrams. Turkish Journal of Physics. 2019;43(1):93-108. DOI: 10.3906/fiz-1809-9
11. Omidi M., Farhadi M., Jafari M. A comprehensive review on double pipe heat exchangers. Applied Thermal Engineering. 2017;110:1075-1090. DOI: 10.1016/j.applthermaleng.2016.09.027
12. Hussein A.M. Thermal performance and thermal properties of hybrid nanofluid laminar flow in a double pipe heat exchanger. Experimental Thermal and Fluid Science. 2017;88:37-45. DOI: 10.1016/j.expthermflusci.2017.05.015
13. Sheikholeslami M., Ganji D.D. Heat transfer improvement in a double pipe heat exchanger by means of perforated tabulators. Energy Conversion and Management. 2016;127:112-123. DOI: 10.1016/j.enconman.2016.08.090
14. Bezaatpour M., Rostamzadeh H. Heat transfer enhancement of a fin-and-tube compact heat exchanger by employing magnetite ferrofluid flow and an external magnetic field. Applied Thermal Engineering. 2019; 164:114462. DOI: 10.1016/j. applthermaleng.2019.114462
15. Yanvarev I., Grokhotov V. Multisection heat exchangers for heat utilization of the waste gases from heat power plants. Journal of Physics: Conference Series. 2019;1260:052034. DOI: 10.1088/1742-6596/1260/5/052034
16. Yang M.-H., Yeh R.-H. Economic performances optimization of the transcritical Rankine Cycle systems in geothermal application. Energy Conversion and Management. 2015;95:20-31. DOI: 10.1016/j.enconman.2015.02.021
17. Javanshir N., Mahmoudi S., Kordlar M.A., Rosen M.A. Energy and cost analysis and optimization of a geothermal based cogeneration cycle using an ammonia water solution: thermodynamic and thermoeconomic viewpoints. Sustainability. 2020;12(2):484. DOI: 10.3390/su12020484
18. Krylov E.G. [Vapor compression heat pumps]. Intelligent systems in manufacturing. 2006;1(7):173-180. (In Russ.)
19. Chernyshova V.A., Akhmetov E.A. Heat pump and rationality of its application in energy-saving complex. In: Priority areas of innovation in industry: Collection of scientific articles based on the results of the Eleventh International Scientific Conference, Kazan, November 29-30, 2020. Part 1. Moscow: LLC "CONVERT"; 2020. P. 256-258. (In Russ.)
20. Rudneva E.S. [Circuit solutions and examples of the use of heat pumps]. In: Problems of effective use of the scientific potential of society: Collection of articles based on the results of the International Scientific and Practical Conference, Orenburg, January 14, 2021. Part 1. Ufa: Agency for International Research LLC; 2021. P. 146-151. (In Russ.)
Информация об авторах
Осинцев Константин Владимирович, канд. техн. наук, доц., заведующий кафедрой промышленной теплоэнергетики, Южно-Уральский государственный университет, Челябинск, Россия; osintcevkv@susu.ru.
Корнякова Ольга Юрьевна, преподаватель кафедры промышленной теплоэнергетики, Южно-Уральский государственный университет, Челябинск, Россия; kornyakovaoi@susu.ru.
Болков Ярослав Сергеевич, преподаватель кафедры промышленной теплоэнергетики, Южно-Уральский государственный университет, Челябинск, Россия; bolkovis@susu.ru.
Кончаков Владимир Олегович, студент кафедры промышленной теплоэнергетики, Южно-Уральский государственный университет, Челябинск, Россия; voval 11002@mail.ru.
Карелин Александр Михайлович, студент кафедры промышленной теплоэнергетики, Южно-Уральский государственный университет, Челябинск, Россия; karelinasdf@mail.ru.
Information about the authors
Konstantin V. Osintsev, Cand. Sci. (Eng.), Ass. Prof., Head of the Heat Power Engineering Department, South Ural State University, Chelyabinsk, Russia; osintcevkv@susu.ru.
Olga Yu. Kornyakova, Lecturer of the Heat Power Engineering Department, South Ural State University, Chelyabinsk, Russia; kornyakovaoi@susu.ru.
Yaroslav S. Bolkov, Lecturer of the Heat Power Engineering Department, South Ural State University, Chelyabinsk, Russia; bolkovis@susu.ru.
Vladimir O. Konchakov, Student of the Heat Power Engineering Department, South Ural State University, Chelyabinsk, Russia; vova111002@mail.ru.
Aleksandr M. Karelin, Student of the Heat Power Engineering Department, South Ural State University, Chelyabinsk, Russia; karelinasdf@mail.ru.
Статья поступила в редакцию 16.05.2023; одобрена после рецензирования 26.08.2023; принята к публикации 26.08.2023.
The article was submitted 16.05.2023; approved after review 26.08.2023; accepted for publication 26.08.2023.
