151627 (733082), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

У першому розділі розгледіли роботи відомих авторів (Гудемчук в.А., Берман л.Д., Фукс с.Н., Ісаченко в.П., Мазюкевіч і.В., Піменова т.Ф., Гусев в.А., Франк-Каменецький д.А., Каппель а.С., Vierow K., Товажнянський л.Л., Ширяєв Ю.Н.), присвячені дослідженню процесів конденсації пари за наявності неконденсованих газів. Їх аналіз показав, що не дивлячись на те, що механізми перенесення тепла і маси в процесах конденсації пари (в більшості випадків водяної пари) за наявності НКГ в цілому вивчені, але роботи, присвячені процесам конденсації за наявності НКГ в холодильних установках, носять взагалі описовий характер. Гудемчук в.А. і Отмер у своїх дослідженнях виявили двократне зменшення коефіцієнта тепловіддачі при конденсації водяної пари на поверхні гладких труб за наявності 1 % повітря. У аналогічних умовах при конденсації аміаку за наявності 1 % повітря Мазюкевіч і.В. виявив зменшення коефіцієнта тепловіддачі лише на 30% в порівнянні з конденсацією чистої пари.

Результати дослідів Vierow K. (Purdue University) по конденсації водяної пари у присутності повітря усередині горизонтальних і вертикальних труб демонструють, що погіршення тепловіддачі в набагато меншому ступені залежить від концентрації НКГ в порівнянні з впливом швидкості руху суміші в трубі і тиску пари. Максимальне зменшення щільності теплового потоку, викликане зростанням концентрації НКГ, не перевищує 15%.

У другому підрозділі першого розділу проведений аналіз робочих режимів крупної аміачної холодильної установки комплексу перевантаження аміаку Одеського припортового заводу. В результаті аналізу встановлено, що установка у великій мірі підпадає під вплив НКГ. Визначені основні шляхи оптимізації конденсаторної системи з метою зменшення експлуатаційних енерговитрат.

У другому розділі виконаний аналіз впливу температури конденсації на продуктивність і енергоспоживання різних холодильних систем з компресорами різних типів. Проведено порівняння даних, наявних у відомих літературних джерелах, з результатами, отриманими з використанням параметра зміни питомих енерговитрат, де Е – дійсні питомі енерговитрати холодильного компресора або агрегату, величина, зворотна дійсному холодильному коефіцієнту.

Аналіз впливу температури конденсації на енерговитрати холодильних систем показав, що для вірного обліку цього впливу необхідно враховувати властивості холодоагенту, схему холодильної установки, конструктивні особливості компресорів, конденсаторів і інших апаратів. Приведені дані про зміну питомих енерговитрат В_k при зміні температури конденсації доцільно використовувати при проведенні економічних і оптимізаційних розрахунків.

З метою визначення збільшення витрат енергії, викликаного наявністю НКГ в системі відведення теплоти конденсації, проведені розрахункові дослідження робочих циклів холодильної установки, обладнаної аміачним одноступеневим агрегатом А110. Розрахунки одноступеневого холодильного циклу для різних температур конденсації при температурі кипіння t₀ = –15°С проведені з урахуванням можливого перевищення тиску в конденсаторі, викликаного наявністю НКГ із заданою об'ємною часткою.

Встановлено, що присутність НКГ найсильніше сприяє збільшенню питомих енерговитрат холодильних машин при низьких температурах конденсації. Такі режими характерні для зимового періоду, коли наявність НКГ приводить до більшого зростання питомих енерговитрат холодильної установки, ніж влітку. При низькому тиску конденсації видалення НКГ може також супроводитися підвищеними втратами холодоагенту, якщо не використовувати додаткове дожимання парогазової суміші.

У дисертації автором отримані нові емпіричні залежності для розрахунку відносного зменшення коефіцієнта тепловіддачі при конденсації із суміші пари та повітря:

водяної пари (1)

і аміаку , (2)

де б₀, б_см – коефіцієнти тепловіддачі при конденсації чистої пари та пари із суміші; M_a – молекулярна маса холодоагенту; о_m, о_V – масова і об'ємна долі НКГ.

Формули (1, 2) можуть бути застосовні для розрахунку коефіцієнтів тепловіддачі при конденсації водяної пари і аміаку у присутності повітря (у діапазоні концентрацій 0–6%) на горизонтальних одиночних трубах при природній конвекції в умовах, відповідних представленим в першому розділі дослідним даним Гудемчука і Мазюкевіча.

Третій розділ присвячений теоретичному і експериментальному дослідженню даного процесу. Теоретичне дослідження включало розробку математичної моделі процесу з урахуванням особливостей конденсації пари усередині труб з використанням результатів аналізу і виводів, отриманих в попередніх розділах. При розробці математичної моделі прийняті наступні допущення:

1. Коефіцієнт тепловіддачі з боку середи, що охолоджує, є функцією швидкості її руху і не залежить від температури поверхні труби.

2. У трубу подається суха насичена пара з відомою кількістю НКГ.

3. Шорсткість внутрішньої поверхні труби не враховується.

4. Щільність теплового потоку однакова в усіх точках поперечного перетину внутрішньої поверхні труби.

5. Теплота охолоджування парогазової суміші і конденсату при зменшенні спільної температури двофазного потоку в трубі не враховується.

6. Не враховується зворотний дифузійний потік неконденсованого газу, викликаний виникненням градієнта його концентрації по довжині труби.

7. Неконденсовані гази вільно відводяться на виході з труби.

8. Нехтуємо падінням тиску, викликаним гідравлічним опором при русі двофазного потоку усередині труби.

9. Впливом хвилевого руху на теплообмін можемо нехтувати, оскільки в умовах роботи повітряних конденсаторів для перебігу конденсату значення числа Re не перевищують 400.

На рис. 1 показана схема процесу конденсації пари за наявності НКГ усередині горизонтальної труби.

Рис. 1 Конденсація пари усередині горизонтальної трубі за наявності НКГ

У елементарний об'єм, довжиною dx, через перетин 1-1 подається парогазова суміш масовою витратою G = G_V1 + G_о і об'ємною часткою НКГ о₁, а також конденсат в кількості G_L1. На відрізку dx в навколишнє середовище відводиться кількість теплоти dQ_k1, в результаті деяка кількість пари dG_V1 переходить в рідкий стан і в перетині 2-2 масова витрата пари складе G_V2 = G_V1 – dG_V1, а рідини – G_L2 = G_L1 + dG_V1. Вміст пари в суміші зменшується, а вміст НКГ зростає.

Визначивши початкові і граничні умови, за умови, що в горизонтальну трубу подається суха насичена пара з відомими параметрами, визначаємо наступні умови сполучення: по довжині труби масова витрата НКГ G_о не змінюється, а спільна масова витрата G постійна, тому

, (3)

парціальний тиск пари зменшується за рахунок його конденсації, а спільний тиск суміші по довжині труби залишається постійним, тому

. (4)

Значення локального коефіцієнта тепловіддачі від конденсуємої пари

(5)

де д_L – середня товщина плівки конденсату в даному поперечному перетині труби, а відношення д_L/л_L характеризує додатковий термічний опір плівки конденсату, що утворилася; б_Nu – коефіцієнт тепловіддачі від конденсуємої пари при нехтовно малому впливі плівки конденсату, розрахований при фактичної різниці температур по формулі Нусельта:

, (6)

А(t_k) – визначається властивостями холодоагенту при температурі t_k.

Щільність теплового потоку, віднесену до площі внутрішньої поверхні труби q_k, і температуру внутрішньої стінки труби t_ст визначаємо за допомогою системи рівнянь

, (7)

У міру просування парогазової суміші усередині труби на довжину dx в навколишнє середовище відводиться кількість теплоти

, (8)

утворюється конденсат в кількості dG_L, а масова частка НКГ збільшується на величину До_m. Змінення парціального тиску пари холодоагенту в цьому випадку складе

. (9)

Нове значення температури конденсації t_k визначається по новому значенню тиску конденсації або з обліком (9), якщо відома функція t_k(P_k):

. (10)

Математична модель, розроблена на підставі рівнянь матеріального і енергетичного балансу, дозволяє описати змінення основних параметрів парорідинної суміші при конденсації чистої пари аміаку усередині горизонтальних труб, а також за наявності НКГ різних концентрацій при різних температурних режимах.

За допомогою математичної моделі методом кінцевих елементів був проведений розрахунок характеристик процесу конденсації чистої пари аміаку усередині сталевої труби для наступних умов: загальний тиск суміші на вході в трубу P=1.55МПа; температура навколишнього повітря t_ос=20°С; внутрішній діаметр труби d_in=21мм; зовнішній діаметр труби d_ext=26 мм; довжина труби L=10 м; висота ребра h=15 мм; товщина ребра д_р= 0.3 мм; крок ребра u=2 мм.

З метою перевірки достовірності результатів, отриманих за допомогою математичної моделі, значення коефіцієнта тепловіддачі для заданих умов визначалися також за допомогою відомих формул: формули Нусельта для середнього значення коефіцієнта тепловіддачі при конденсації пари усередині горизонтальної труби

, (11)

і формули Ширяєва для конденсації аміаку в горизонтальній сталевій трубі при l/d=50 200, q=1ч36 кВт/м² і t_k=30ч50°C

, (12)

де Ga – число Галілея; К – число Кутателадзе; Pr – число Прандтля; We – число Вебера, яке враховує вплив капілярних сил, що діють на плівку конденсату.

Дані про кількість теплоти конденсації, яка може бути відведена від труби різної довжини, розраховані трьома вказаними методами, представлені у вигляді графіків на рис. 2.

Рис. 2 Кількість теплоти, відведена від пари, що конденсується

Результати розрахунку параметрів конденсації пари аміаку за наявності НКГ об'ємною часткою 2% за допомогою математичної моделі за тими ж початковими даними для різних значень швидкості суміші на вході в трубу представлені у вигляді графіків (рис. 3). Розрахунки виконані для труби довжиною 10м.

Рис. 3 Зміна температури конденсації і щільності теплового потоку по довжині труби за наявності НКГ

По довжині труби вплив зростаючої середньої товщини плівки конденсату і зменшення різниці температур t_k–t_ст виявляється істотним і в результаті величина щільності теплового потоку зменшуватиметься унаслідок прямування до нуля температурного потенціалу, і при початковій швидкості суміші 1 м/с на відстані 9 м (рис. 3) від входу в трубу щільність теплового потоку дорівнює нулю і конденсація пари повністю припиняється.

Математична модель, дозволяє враховувати вплив зростаючого термічного опору донного конденсату, а також зменшення щільності теплового потоку і різниці температур між парою, що конденсується, і внутрішньою стінкою по довжині труби, обумовленого зменшенням концентрації аміаку в парогазової суміші і падінням його парціального тиску.

Другий підрозділ третього розділу містить дані експериментальних досліджень впливу НКГ на робочі характеристики повітряних конденсаторів крупної аміачної установки комплексу перевантаження аміаку Одеського припортового заводу. У першій частці експериментального дослідження проводилися виміри концентрації НКГ в різних частках системи конденсації при різних робочих режимах з метою визначення значень концентрації і отримання даних по розподілу НКГ. Визначення концентрації НКГ в суміші з аміаком проводилося методом, заснованим на необмеженій розчинності аміаку у воді. До місця відбору суміші під'єднувалася пластикова судина, наповнювалася парогазовою сумішшю, а потім сполучалася з водою. Частка внутрішнього об'єму судини, що доводиться на аміак, заміщається водоаміачним розчином, а частка об'єму судини, що залишилася не зайнятою рідиною, відповідає об'ємній частці НКГ, що містяться в суміші. У місцях відбору проб після першого і другого проходу аміаку по трубах повітряного конденсатора було встановлено наявність НКГ об'ємною часткою до 30%. Після другого проходу об'ємна частка НКГ була або рівною значенню в місті відбору проби після першого проходу, або відрізнялася у більшу сторону. Виміри концентрації НКГ в лінійному ресивері показали найбільш високу кількість НКГ саме в цій частці системи. В деяких випадках об'ємна частка НКГ в апараті складала 50–70%.

Характеристики

Список файлов реферата