Энергоэффективные транспортные системы кондиционирования воздуха тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.03, кандидат наук Емельянов, Анатолий Леонович

• Емельянов, Анатолий Леонович
• кандидат наук
• 2016

Оглавление диссертации кандидат наук Емельянов, Анатолий Леонович

Введение...........................................................................................................................5

Глава 1. Состояние проблемы, цели и задачи работы..............................................21

1.1 Общая характеристика состояния разработки и производства транспортных СКВ........................................................................................................21

1.2 СКВ для пассажирских вагонов и вагонов-ресторанов....................................22

1.3 Системы кондиционирования для кабин управления.......................................28

1.4 Кондиционеры для предполетной подготовки авиационной техники............31

Выводы по первой главе. Цели и задачи исследования............................................33

Глава 2. Теплообменные процессы в транспортных объектах с системами кондиционирования......................................................................................................36

2.1 Обобщенная математическая модель теплового режима объекта с СКВ (на примере пассажирского вагона)..................................................................................36

2.2 Анализ установившихся и переходных тепловых процессов для воздушной среды объекта кондиционирования, требования к СКВ и системе управления .... 45

2.3 Тепловой режим отдельного помещения (купе вагона, каюты корабля) с центральной СКВ..........................................................................................................59

2.4 Индивидуальное управление температурой в помещении с центральной системой кондиционирования.....................................................................................63

2.5 Универсальная система индивидуального управления температурой воздуха в купе пассажирского вагона.......................................................................................70

2.6 Упрощенная система индивидуального регулирования температуры воздуха в купе..............................................................................................................................74

2.7 Тепловой режим транспортного объекта в отопительный период..................76

2.8 Подвижность воздуха в замкнутых объемах, пути оптимизации воздухораспределения в транспортных объектах......................................................81

Выводы по второй главе...............................................................................................90

ГлаваЗ. Исследование путей снижения энергопотребления

транспортными СКВ...................................................................................................922

3.1 Способы повышения энергетической эффективности транспортных СКВ ... 92

3.2 Анализ схем компрессионного кондиционера с тепловым насосом, перспективы снижения энергопотребления СКВ транспортного объекта в отопительный период...................................................................................................94

3.2.1 Термодинамические циклы ПКХМ в режимах охлаждения и теплового насоса и вопросы их реализации.................................................................................95

3.2.2Тепловой насос в транспортных СКВ в отопительный период.......................97

3.3 Повышение холодильного коэффициента ПЕСХМ за счет интенсификации теплообмена на конденсаторе....................................................................................107

3.4 Кинетика испарения капель в системах охлаждения......................................112

3.5 Особенности проектирования высоконапорных транспортных СКВ...........118

3.6 Инженерная методика расчета двухфазных термосифонов для систем охлаждения...................................................................................................................128

Выводы по третьей главе............................................................................................131

Глава 4. Характеристики и методики расчета теплообменников для транспортных кондиционеров*...........................................................................................................132

4.1 Требования к теплообменникам, методам расчета и подбора для транспортных кондиционеров...................................................................................132

4.2 Экспериментальное исследование коэффициентов теплоотдачи и аэродинамического сопротивления трубчато-пластинчатых теплообменников.. 137

4.3 Оптимизация расчета и конструкций теплообменников для транспортных кондиционеров.............................................................................................................148

Выводы по четвертой главе........................................................................................155

Глава 5. Исследование испарительно - компрессионных транспортных кондиционеров.............................................................................................................157

5.1 Использование в СКВ эффекта охлаждения при увлажнении воздуха.........157

5.2 Основные схемы комбинированных испарительно-компрессионных кондиционеров.............................................................................................................160

5.3 Методика расчета испарительно-компрессионных СКВ..............................166

5.3.1Базовая СКВ ИКСК-3.........................................................................................166

5.3.2Упрощенная система ИКСК-4...........................................................................174

5.3.3Анализ системы кондиционирования ИКСК-5...............................................180

5.3.40ценка возможностей упрощенной СКВ ИКСК-6.........................................185

5.4 Сравнительный анализ характеристик компрессионных, испарительных и комбинированных СКВ..............................................................................................187

5.5 Испарительно-рекуперативные системы кондиционирования.....................191

Выводы к пятой главе.................................................................................................197

Глава 6. Принципы построения, алгоритм проектирования, унифицированные ряды транспортных кондиционеров и систем кондиционирования воздуха........199

6.1 Алгоритм проектирования транспортных парокомпрессионных кондиционеров.............................................................................................................199

6.1.1 Принципы построения кондиционеров для транспорта.................................199

6.1.2Структура транспортного кондиционера с ПКХМ, требования к его отдельным составляющим и системе управления...................................................201

6.1.3Методика и алгоритм проектирования транспортных кондиционеров.......207

6.2 Общая характеристика созданных кондиционеров.........................................210

6.3 Оценка эффективности созданных транспортных СКВ.................................212

6.4 Моноблочные кондиционеры для кабин управления.....................................223

6.5 СКВ с распределенными параметрами для электропоездов и рельсовых автобусов......................................................................................................................230

6.6 Кондиционеры средней мощности для мобильных управляющих комплексов и карьерных экскаваторов..........................................................................................233

6.7 Моноблочные парокомпрессионные кондиционеры для пассажирских вагонов и вагонов-ресторанов...................................................................................236

6.7.1 Варианты исполнения, общее описание конструкции, технические характеристики исполнений.....................................................................................2377

6.7.20собенности кондиционеров для пассажирских вагонов и вагонов-ресторанов, результаты испытаний...........................................................................241

6.8 Кондиционеры для моторвагонного подвижного состава..............................252

6.9 Гибридная испарительно-компрессионная установка....................................255

6.10 Кондиционеры для предполетной подготовки авиационной техники..........258

6.11 Передвижные кондиционеры и установки охлаждения специального назначения....................................................................................................................264

6.12 Методики и стенды для теплотехнических испытаний транспортных климатических установок...........................................................................................268

6.12.1 Испытания железнодорожных кондиционеров.............................................270

6.12.2Стенд для испытаний аэродромных кондиционеров....................................275

Выводы по шестой главе............................................................................................276

Заключение. Основные результаты и выводы.........................................................278

Список литературы.....................................................................................................282

ПРИЛОЖЕНИЕ 1. Отечественные и зарубежные транспотные кондиционеры.. 308

ПРИЛОЖЕНИЕ 2. Типовые алгоритмы управления кондиционерами................321

ПРИЛОЖЕНИЕ 3.Справки и акты о внедрении и личном вкладе автора............356

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Энергоэффективные транспортные системы кондиционирования воздуха»

Введение

Актуальность проблемы. Разработки и единичное производство транспортных кондиционеров для автомобилей, тракторов и специализированного автотранспорта, а также для предполетной подготовки авиационной техники существовали в Советском Союзе еще в 70-80-х годах прошлого века. Однако в это время средства кондиционирования воздуха на транспортные объекты в массовом порядке не устанавливались. Такая ситуация сдерживала как научные исследования в области разработки транспортных систем кондиционирования воздуха (СКВ), так и технологическое развитие производства самих кондиционеров и комплектующих для них. Но именно в эти годы в Советском Союзе были проведены фундаментальные научные исследованияпо теплообмену и гидродинамике, кипении и конденсации хладонов при движении в каналах [48], по теплофизическим свойствам различных хладонов и их совместимости [176, 205 и другие]. Были исследованы характеристики теплообменников для существовавших в то время технологий изготовления и конструкций [20, 36, 88, 121, 124, 192 и другие], разработана общая теория подбора элементов и проектирования промышленных систем охлаждения, в том числе косвенно-испарительного типа [21,101,102,114-117,134,138,139, 181, 182, 190,191,193,194,206 и другие]. В ряде организаций Советского Союза (ВНИИкондиционер, Домодедовский и Краматорский заводы «Кондиционер», НАМИ, ВПО «Агроприбор», ЛТИХП, ОдТИХП и др.) были проведены научно-исследовательские и опытно-конструкторские работы по созданию средств кондиционирования для мобильных объектов, в основном автомобилей и сельскохозяйственных машин [22,93-96,106,107,135,147-150,152 и другие]. Появились обобщающие монографии, обзорные статьи и учебные пособия с описанием существовавших в то время мобильных СКВ на автомобильном и железнодорожном транспорте, в том числе, зарубежных [9,14,19,26,29-31,85,86,90,109,123,130,132,135,140,145,150,158,179,188,199,202, 212 и другие], а также судовых систем [89,220]. Результаты научных работ советских и российских ученых в области теплообмена, теплофизики, гидравлики, холодильной техники и кондиционирования [7,8,13,25,26,46,48,88,93,103,118,137-

139,181,91,193,196,211,212 и другие] стали основой разработки первых отечественных транспортных кондиционеров. К сожалению, разрушение производства и связей между предприятиями в конце 80-х годов привело к почти полному исчезновению интереса к этой важной отрасли науки и техники.

Интерес к системам кондиционирования для транспортных объектов существенно возрос в середине 90-х годов: люди захотели не только жить, но также работать и путешествовать в условиях климатического комфорта Существенно расширились работы по созданию и серийному производству средств кондиционирования для кабин автомобилей и сельхозмашин. В конце 90-х годов ОАО «Тверской вагоностроительный завод» разработал технические требования к кондиционерам для пассажирских вагонов, а позднее, в рамках МПС РФ и ОАО «РЖД», было принято организационное решение об установке кондиционеров на все новые и модернизируемые пассажирские вагоны, а также на кабины управления локомотивов [189]. Таким образом, в России начал формироваться рынок транспортных кондиционеров, а для его заполнения в конце 90-х годов возникло несколько предприятий, взявшихся за разработку и производство систем кондиционирования для автомобилей и железнодорожных транспортных объектов. Сложилась конкурентная среда. В феврале 2001 года в Санкт-Петербурге на базе СПбГУНиПТ (ранее ЛТИХП, ныне Институт холода, и биотехнологий Университета информационных технологий механики и оптики (НИУ ИТМО) была проведена первая научно-техническая конференция «Системы вентиляции, кондиционирования и отопления в пассажирских вагонах», в которой приняло участие более 110 человек из 51 организации РФ, заслушано 33 доклада [189]. Позднее рынок существенно расширился за счет трамваев, рельсовых автобусов, вагонов метро и электропоездов, карьерных экскаваторов, грузоподъемной техники, мобильных пунктов управления, наземных систем подготовки авиационной техники к полетам и других движущихся объектов.

Создание СКВ для этих объектов является комплексной задачей, связанной как с самим кондиционером, т.е. устройством для обработки воздуха и его подачи в кондиционируемое помещение, так и с обеспечением комфортных условий в этом помещении. Следует отметить, что эти условия существенно влияют на

состояние персонала и аппаратуры и почти всегда непосредственно на безопасность движения транспортного средства.

При создании транспортных СКВ приходится учитывать ряд особых факторов: дефицит электроэнергии и свободной мощности бортовых силовых агрегатов, жесткие требования по ремонтопригодности, массе и габаритам, надежную работу в условиях сильной вибрации, значительных изменений температуры окружающей среды, колебаний напряжения питания, разнообразие его видов и ряд других. Для транспортных СКВ необходимо сочетать высокую функциональность с минимальным энергопотреблением и надежностью в сложных эксплуатационных условиях, для них характерно обилие объектов кондиционирования, разнообразие требований и условий работы СКВ в этих объектах.

Актуальность работы определяется спецификой транспортных объектов, разнообразием и комплексностью решаемых задач,необходимостью разработки научно-методических основ создания транспортных систем кондиционирования воздуха на базе современных технических и технологических решений с учетом повышенных требований к энергоэффекивности.

Степень разработанности темы. В Российской Федерации в период с 1995 по 2015 год возникло более 20 коллективов и предприятий, занимающихся разработкой и производством СКВ для транспортных объектов. Как правило, эти работы носили частный характер, были направлены на решение конкретной технической задачи, а принимаемые решения зачастую оказывались функционально не эффективными. Они использовали результаты фундаментальных научных исследований, проведенных в Советском Союзе и зарубежными учеными еще в 70 - 80 г. г. 20 века. Однако разнообразие и специфика объектов, а также требований к транспортным СКВ потребовали комплексного подхода к решению проблемы проектирования и производства транспортных средств кондиционирования.

Научные исследования в рамках указанной проблемы автором были начаты в конце 80-х г.г. под руководством профессора, доктора технических наук 0,П.Иванова[52,53,56,58,60,61,63,64,82] и продолжаются по настоящее времяна кафедре кондиционирования воздуха института холода и биотехнологий (ранее

ЛТИХП). Эти исследования нашли практическое приложение под руководством и при непосредственном участии автора в ряде промышленных предприятий Санкт-Петербурга.

Диссертация обобщает 25-летний теоретический и практический опыт исследований и разработок автора, формирует в комплексе научную концепцию создания транспортных СКВ.

Целью работы является создание научно-методических основ проектирования транспортных СКВ, методологии и алгоритмов их разработки, а также принципов построения эффективных транспортных СКВ,направленных на обеспечение их функциональной и энергетическойэффективности с учетом особенностей и требований транспортных объектов на основе современных технических и технологических решений.В результате достижения поставленной цели в России налажен выпуск унифицированных рядов транспортных кондиционеров, не уступающих по своим техническим характеристикам лучшим мировым образцам.

Для достижения сформулированной цели выделены основные направления исследований, поставлены и решены следующие задачи:

1. Исследование нестационарных тепло-массообменных процессов в транспортных объектах с системами кондиционирования (СКВ).

2. Анализ путей повышения энергетической эффективности транспортных СКВ.

3. Исследование тепловых и аэродинамических характеристик современных промышленных трубчато-пластинчатых теплообменников, разработка методик и алгоритмов их расчета.

4. Исследование и разработка энергоэкономичных испарительно-компрессионных транспортных кондиционеров.

5. Разработка алгоритма проектирования и принципов построения эффективных транспортных кондиционеров, удовлетворяющих требованиям энергосбережения и функциональной надежности.

6. Разработка алгоритмов и систем управления транспортными кондиционерами, эффективно реагирующих на динамично изменяющиеся внешние условия и внутренние требования объекта кондиционирования.

7. Создание унифицированных рядов эффективных транспортных кондиционеров для различных областей техники, разработка методик и стендов для поверки кондиционеров в условиях производства и эксплуатации. Научную новизну работы составляют:

1. Предложенные и подробно разработанные физическая и математическая модели нестационарного теплового режима воздушной среды замкнутого объекта с системой кондиционирования.

2. Исследования переходные процессы в воздушных средах объектов с системами кондиционирования.

3. Исследования испарительного эффекта охлаждения при взаимодействии дисперсных водовоздушных потоков с теплоотдающей поверхностью.

4. Предложенния, исследования и обоснованияэнергоэкономичных комбинированных испарительно-компрессионных систем кондиционирования.

5. Исследования теплообменных и аэродинамических характеристики современных воздушных трубчато-пластинчатых теплообменников с гофрированной поверхностью ребер, новые критериальные соотношения для расчета коэффициентов теплоотдачи и аэродинамического сопротивления теплообменников со стороны воздуха.

6. Методики и алгоритмы расчета калориферов, испарителей и конденсаторов с учетом особенностей их работы в компактных системах кондиционирования, обеспечивающие достаточно высокое соответствие реальному результату.

7. Методика, алгоритм проектирования и принципы построения эффективных транспортных СКВ, удовлетворяющих требованиям энергосбережения и функциональной надежности.

8. Алгоритмы автоматического управления кондиционерами и СКВ в целом для динамически меняющихся условиий эксплуатации и ограничений по используемой мощности, в том числе с режимом теплового насоса в отопительный период.

9. Физические модели для численной оценки подвижности воздуха в типовых замкнутых объемах, предложены оптимальные конструкции воздухораспределителей для них.

10. Методики и установки для испытаний кондиционеров при серийном производстве и при эксплуатации.

Теоретическое значение исследований состоит в разработке основ расчета нестационарных тепловых режимов воздушных сред в замкнутых объемах с системами кондиционирования, обосновании путей повышения энергетической эффективности холодильного контура кондиционера, способов интенсификации теплообмена с поверхности тепловыделяющих элементов, в получении новых данных по характеристикам современных теплообменников, в создании методик и алгоритмов проектирования, управления и проверки кондиционеров, выборе энергоэффективных циклов работы холодильной машины в режиме теплового насоса.

Методология и методы исследования. При решении сформулированных задач в диссертации использованы физически обоснованные методы обобщения и идеализации объектов, построения математических моделей и их решение аналитическими и численными методами в сочетании с экспериментальными исследованиями отдельных структурных элементов и обобщением полученных результатов на объект в целом. При обработке результатов применены статистические методы.

На защиту выносятся следующие основные положения и результаты:

1. Физические и математические модели нестационарных тепловых процессов в воздушных средах замкнутых объемов с системами кондиционирования, результаты анализа этих процессов и их практическое использование.

2. Результаты исследования тепло- и аэродинамических характеристик современных трубчато-пластинчатых теплообменников, обобщенные критериальные соотношения для расчета коэффициентов теплоотдачи и аэродинамического сопротивления для этих теплообменников.

3. Результаты анализа процессов интенсификации теплообмена при взаимодействии дисперсного водовоздушного потока влажного воздуха с теплоотдающей поверхностью.

4. Результаты исследования энергоэкономичных комбинированных испарительно-компрессионных систем кондиционирования.

5. Методология и алгоритм проектирования эффективных транспортных систем кондиционирования.

6. Алгоритмы управления СКВ и кондиционерами в динамических режимах эксплуатации, в том числе с режимом «теплового насоса».

7. Унифицированные ряды транспортных кондиционеров с широким диапазоном изменения производительности, новизна и оригинальность технических решений в которых защищены авторскими свидетельствами и патентами.

8. Методики и стенды для испытаний кондиционеров при серийном производстве и в процессе эксплуатации.

Достоверность теоретических положений, расчетов, экспериментальных исследований и выводов диссертации подтверждается созданием эффективных систем кондиционирования воздуха для различных транспортных объектов в широком диапазоне изменения расхода и напора воздуха, производительности, параметров внешней среды, соответствием характеристик этих средств техническим заданиям и нормативным документам, положительными результатами Межведомственных и Государственных испытаний, а также их широким использованием в различных областях техники [74,83,акты использования и справки внедрения в Приложении № 3].

Практическая значимость и реализация результатов работы.

1. Разработаны принципы построения, требования к структурным элементам и системам управления эффективных транспортных кондиционеров, в том числе с режимом теплового насоса.

2. Обоснованы пути снижения энергопотребления СКВ транспортных объектов, в том числе в зимний период.

3. Получены соотношения для выбора технических параметров кондиционеров и требований к ним со стороны объекта в установившемся и переходном режимах.

4. Обоснованы способы и устройства индивидуального управления климатом в отдельном помещении (купе, каюта), новизна которых защищена патентами и авторскими свидетельствами на изобретения.

5. Разработаны пути повышения эффективности кондиционеров и СКВ в целом за счет использования дисперсных перенасыщенных водовоздушных потоков и комбинированных компрессионно-испарительных систем, предложены соответствующие методики расчета.

6. Создана энергоэффективная схема предварительного охлаждения воздушного потока в высоконапорных СКВ с использованием двухфазного термосифона, предложена инженерная методика ее расчета.

7. Получены новые данные по тепловым и аэродинамическим характеристикам современных промышленных трубчато-пластинчатых теплообменников с гофрированными ребрами.

8. Разработаны и переданы вагоностроительным и вагоноремонтным предприятиям России, Украины и Белоруссии алгоритмы управления СКВ пассажирских вагонов и вагонов-ресторанов, в том числе с режимом теплового насоса, индивидуальным управлением в купе и раздельной обработкой воздуха в салоне и кухне ресторана.

9. Ремонтным предприятиям переданы методики, алгоритмы и установки для поверки работоспособности кондиционеров в процессе эксплуатации.

Внедрение.

1. На основе выполненных научных исследований при непосредственном участии автора и под его руководством создано 5 унифицированных рядов транспортных кондиционеров и СКВ более 50 типов для различных транспортных объектов с широким диапазоном производительности по холоду и теплу от 1 до

-5

200 кВт, расходом воздуха от 0,03 до 1,5 м /с, массогабаритных и энергетических параметров, в том числе:

- кабин управления локомотивов, поездов метро, электропоездов и рельсовых автобусов (около тридцати типов);

- карьерных экскаваторов и мобильных командных пунктов управления;

- пассажирских вагонов первого и второго класса с индивидуальным управлением климата в каждом купе, плацкартных и межобластных вагонов с режимом «теплового насоса», с одноканальным подвагонным или встроенным преобразователем {шесть унифицированных типов);

- вагонов-ресторанов с раздельной обработкой воздуха в салоне и кухне (два типа);

- авиационной техники при подготовке к полету блочно-модульного типа (пять унифицированных типов),

- производственных помещений с особыми требованиями по температуре и чистоте воздуха (два типа).

Все кондиционеры прошли испытания по программам межведомственных (МВК) или государственных комиссий (ГК), соответствуют техническим заданиям и рекомендованы для установки на соответствующие объекты.

2. Пять российских предприятий выпускают малыми сериями транспортные кондиционеры, созданные на основе научных разработок автора или под его руководством: ОАО НТЦ «Завод Ленинец» , ЗАО «Петроклима»,000 «Балтийские системы кондиционерования», ООО «ПроКом» ,ОАО «ДоКон».

3. На сети железных дорог России, Украины и Белоруссии в эксплуатации находятся около 2500 кондиционеров и систем с режимом теплового насоса.

4. Более 100 кондиционеров установлено на шагающих экскаваторах производства ООО «ИЗ-КАРТЭКС» (г. Санкт-Петербург) и АО «Уралмаш» (г.Екатеринбург), более 50 на мобильных пунктах управления.

5. Аэродромные кондиционеры АК 1,0-30-1-1, АК 1,6-20-1-1 и АТА-100 приняты на вооружение Российской Армии. На 31 декабря 2015 г. в военно-воздушных силах РФ на вооружении находятся 90 кондиционеров этого типа, изготовленных по Оборонному Заказу в 2010 - 2015 г.г.

6. Результаты диссертационной работы использованы в учебном процессе:

- кафедры кондиционирования воздуха Университета ИТМО в авторских лекционных курсах «Транспортные системы жизнеобеспечения», «Холодоснабжение систем жизнеобеспечения на транспорте», «Тепломассообменные аппараты систем жизнеобеспечения на транспорте» для студентов, бакалавров и магистров, обучающихся по направлению подготовки 141200 «Холодильная, криогенная техника и системы жизнеобеспечения» по профилю «Системы жизнеобеспечения и климатическая техника», при курсовом и дипломном проектировании СКВ транспортных объектов в рамках указанного направления подготовки;

- кафедры 24 «Криогенная техника, системы кондиционирования и метрологическое обеспечение» Военно-учебного научного центра (ВУНЦ ВВС) «Военно-воздушная академия имени профессора Н.Е.Жуковского и Ю.А. Гагарина» (г.Воронеж) при подготовке методических материалов для проведения занятий по дисциплине «Системы динамического охлаждения и отопления», тема 4 «Конструкция аэродромных кондиционеров», в которой рассматриваются общие вопросы проектирования высоконапорных кондиционеров, техническое устройство и особенности эксплуатации аэродромных кондиционеров.

Апробация работы. Основное содержание диссертации отражено в 110 публикациях, в том числе в 19 журналах, входящих в перечень ВАК РФ, в 42 других журналах и сборниках,материалах союзных, российских и международных конференций, семинаров и научных школ, в 30 патентах и авторских свидетельствах на изобретение.

По результатам работы в период с 1987 по 2015 г.г. были представлены и обсуждены доклады на 36 различных международных, союзных и российских научно-технических конференциях, а также отраслевых мероприятиях по системам кондиционирования, холодильной технике, транспортным СКВ, в том числе: на Всесоюзной научно-практической конференции «Искусственный холод в отраслях агропромышленного комплекса», Москва, 1987 г.; V Всесоюзной школе молодых учёных и специалистов «Современныепроблемытеплофизики», Новосибирск, 1988г.; Всесоюзной НТК «Пути интенсификации производства с применением искусственного холода в отраслях агропромышленного комплекса, торговле и на транспорте» 1989 г., Одесса; Всесоюзной конференции «Холод-народному хозяйству», Ленинград, 1991 г.; Научно-практическом семинаре «Системы вентиляции, кондиционирования и отопления в пассажирских вагонах», Санкт-Петербург, 2001г.; Международной конференции «Желдормашиностроение-2004», Москва;Сетевой школе «Перспективные системы кондиционирования воздуха пассажирских вагонов», Челябинск, 2005 г.; IV Международной научно-технической конференции «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке», 2009 г., Санкт-Петербург; П-ой Международной научно-практической конференции «Наука в транспортном измерении: пассажирские перевозки», Украина, Киев, 2006 г.; Научно-

практической конференции «Энергосбережение в системе теплоснабжения.Повышение энергетической эффективности», 2010 г., Санкт-Петербург;70-ой Международной научно - практической конференции «Проблемы и перспективы развития железнодорожного транспорта», Днепропетровск, 2010г.; Международных выставках «CHILLVENTA 2011» и «CHILL VENTA 2012», Москва; 5-ой и 6-ой Международных научно-технических конференциях «Низкотемпературные и пищевые технологии в 21 веке» 2011г., 2013г., Санкт-Петербург;7-ой Международной теплофизической школе, Тамбов, 2010г.; научной конференции, посвященной 80-летию кафедры Э-4 МГТУ им Н.Э.Баумана, Москва, 2010г.; Научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава и научных семинарах кафедры «Кондиционирование воздуха» СПб ГУНиПТ (ЛТИХП) в период 1988-2015г.г.; расширенном заседании пассажирской секции Научно-технического Совета ОАО «РЖД» Москва, 9.09.2008г.; Научно-технических Советах различных подразделений Минобороны РФ;9-ой Международной научно-практической конференции «Современные проблемы холодильной техники и технологии», Одесса, 1-12 сентября2013г.; Всероссийской научно-практической конференции «Академические Жуковские чтения», военного Учебно-научного центра военно-воздушных сил «Военно-воздушная академия имени профессора Н.Е.Жуковского и Ю.А.Гагарина» (ВУНЦ ВВС «ВВА»), Воронеж, 20-21 ноября 2013г.; Всероссийской научно-технической конференции «Приоритетные направления и актуальные проблемы развития средств технического обслуживания летательных аппаратов», Воронеж, 4-5 марта 2014 г. и др. Разработанные образцы неоднократно демонстрировались на отечественных и международных выставках, в том числе на Международных авиационно-космических салонах МАКС-Москва в 2009-2014г.г.

Лично автором диссертации выполнено следующее.

1. Сформулированы научные задачи теоретических и экспериментальных исследований в области создания транспортных СКВ.

2. Разработаны физическая и математическая модели нестационарного теплового состояния воздуха в замкнутых объектах с системой кондиционировании, проведен анализ переходных тепловых процессов в этих

объектах, разработаны рекомендации для проектирования, выбора параметров кондиционеров и требований к алгоритмам управления транспортных СКВ.

3. Разработаны методология и алгоритм проектирования эффективных транспортных систем кондиционирования, общая концепция построения энергосберегающих СКВ, основанная на комплексном подходе к анализу системы «объект - СКВ - окружающая среда».

4. Исследованыпроцессытеплоотдача при испарении хладонов в вертикальных трубах двухфазных термосифонов.

5. Предложены и детально проработаны схемы энергоэкономичных комбинированных испарительно-компрессионных СКВ.

6. Исследованы процессы теплообмена при взаимодействии дисперсных водовоздушных потоков влажного воздуха с теплоотдающей поверхностью.

7. Выполнен анализ результатов исследования тепловых и аэродинамических характеристик современных трубчато-пластинчатых теплообменников.

8. Разработаны общие структурные схемы построения и организации работы компрессионных кондиционеров, удовлетворяющих принципу энергосбережения и работающих как в режиме охлаждения, так и нагрева, в широком диапазоне производительности, в том числе для аэродромных кондиционеров с большими расходами и напорами воздуха.

9. Предложена методика расчета и конструктивные схемы воздухораспределителей для замкнутых объемов, обеспечивающие распределения воздушных потоков и требуемую подвижность воздуха.

10. Предложены алгоритмы управления СКВ в динамических режимах эксплуатации, в том числе с «тепловым насосом» в отопительном периоде.

11. Предложены методики и схемы установок для испытаний кондиционеров при мелкосерийном производстве и в процессе эксплуатации.

Работы, по материалам которых написаны отдельные разделы диссертации, выполнялись совместно с к.т.н. В.М.Козиным (раздел 6.6, системы управления СКВ), инженерами В.В.Царем и К.М.Горбатовым (раздел 6.7), Е.В.Кожевниковой и Т.А.Лопаткиной (раздел 4), А.А.Улановым и И.А. Бичелем(6.8), аспирантом А.В.Михайловым (раздел 3.4.1). Значительную консультационную помощь в

решении отдельных задач теплообмена и выборе направлений исследований оказал заслуженный деятель науки РФ, профессор, д.т.н. Е.С. Платунов.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести разделов (глав), заключения и 3 приложений, изложена на 289 страницахмашинописного текста, и дополняется 99 рисунками, 23 таблицами и списком литературы из245наименований.

В первой главе рассматривается общее состояние проблемы обеспечения комфортных условий на транспортных объектах. По общности задач обеспечения системами кондиционирования, требованиям по холодопроизводительности, расходу и напору воздуха все объекты и СКВ для них разделены на три группы: СКВ для кабин управления и мобильных диспетчерских пунктов, СКВ для пассажирских вагонов и вагонов-ресторанов, кондиционеры для предполетной подготовки авиационной техники. Рассматриваются характеристики существующих транспортных СКВ, их недостатки и достоинства, а также намечаются основные направления совершенствования, формулируются научное направление, цели и задачи настоящей работы. Особое внимание обращено на необходимость выполнения требований по энергосбережению.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Емельянов, Анатолий Леонович, 2016 год

использования

Рисунок 3.7. Цикл ГЖХМ с испарителем компрессора,

предусмотрена

инжекции необходимость специального в котором возможность

- экономайзером.

промежуточной подачи парожидкостной смеси в компрессор. В то же время в случае двухступенчатойПКХМ могут использоваться серийные одноступенчатые либо двухступенчатые компрессора.

Соответствующие расчеты для кондиционеров с ТН для пассажирских вагонов, проведены аспирантом ГГрийминым В.П. [69]. В частности, показано, что замена рабочего вещества транспортного кондиционера на более эффективные 11404А, Я407с, И.410 А и технология двухступенчатого сжатия рабочего вещества

могут обеспечивать теплом пассажирские вагоны при температуре наружного воздуха минус 25°С со средним коэффициентом преобразования около 3.

4. Значительный вклад в повышение эффективности работы режима теплового насоса, а также расширения диапазона рабочих температур, возникает

13

е>ь

2_

-о-

10 11 12

Г

г—™-<!>-

8

4

М

Л

г

I ч

I —

3 7

15_ %

П

е/

Рисунок 3.8. Принципиальная схема кондиционера с утилизацией тепла.

за счет использования отработанного и удаляемогоиз объекта

воздуха. Утилизация низкопотенциальной теплоты в удаляемом из помещения воздухе является классическим способом повышения эффективности

общепромышленных СКВ. В транспортных СКВ использовать эту теплоту на 100% весьма сложно и не всегда возможно.

К примеру, в пассажирских вагонах организованное удаление

воздуха осуществляется только из туалетных комнат, а остальной избыток удаляется при открывании дверей, через неплотности и т.п. В любом транспортном средстве должно поддерживаться избыточное давление воздуха в пределах 30 - 50 Па для исключения инфильтрации пыли, снега и влаги из

внешней среды. В тоже время

[дР

Рисунок 3.9. Цикл ПКХМ с использованием удаляемого

воздухадля режима теплового насоса.

рекуперация выбрасываемой теплоты представляет практический интерес в отопительный период. Автором были предложены и реализованы схемы СКВ с использованием удаляемого воздуха для вагона-ресторана [163] и для плацкартных вагонов [171]. В первом случае СКВ для утилизации теплоты удаляемого из кухни воздуха

предусмотрен рекуперативный пластинчатый теплообменник Во втором случае

воздух, удаляемый из тамбуров, котельного отделения и туалетов в смеси с наружным подается на конденсатор ПКХМ. Для сохранения в вагоне избыточного давления количество удаляемого воздуха составляло около 50% от подаваемого наружного. При температуре наружного воздуха 40°С, а удаляемого 28°С температуру конденсации хладагента удалось снизить с 60°С до 52°С. В зимний период, когда в плацкартном вагоне поддерживается температура воздуха 22°С, удаляемый воздух повышает эффективность работы кондиционера в режиме теплового насоса: при смешивании этого воздуха с наружным с температурой минус 30°С тепловой насос устойчиво работает с коэффициентом преобразования 2. Кондиционер УКВ-8.0 в этих условиях подавал в вагон до 8 кВт теплоты. Принципиальная схема этого кондиционера показана на рисунке 3.8, а соответствующий цикл ПКХМ с тепловым насосом на рисунке 3.9.

5. Для обеспечения непрерывной работы ПКХМ в режиме теплового насоса и компенсации периодов оттаивания наружного теплообменника может использоваться подогреватель хладагента. Он может быть выполнен в виде литого

алюминиевого цилиндра со спиральной теплообменной трубой и электронагревателем. Такой подогреватель устанавливается на отдельном трубопроводе, начало которого ответвляется перед ТРВ в кондиционере, а конец соединяется со всасывающей магистралью (рисунок 3.10).При снижении температуры наружного воздуха специальное реле температуры включает электронагреватель на трубопроводе с хладагентом. Нагреваясь, газообразный фреон смешивается с основным потоком во всасывающей магистрали. Температура смеси повышается, обеспечивая тем самым непрерывную работу режима ТН при низких температурах наружного воздуха в период о п айки наружного теплообменника.

Наружный боздух

Рецирхуляцшннм] боздух

Опт

кй вк Воздух от кандвс/шра

О

км

4

ж

ож

и I вгуА

ТРВ

У яр-'

Пршкнш бозй, /» 6 салон

-о

Мружнш Воздух

Рисунок ЗЛО. Схема кондиционера с подогревателем хладагента в ТН.

6. Весьма важным вопросом реализации режима теплового насоса является обеспечение периодического оттаивания инея, образующегося при низких температурах на пластинах и трубках теплообменника наружного блока (испарителя в этом режиме). В общем случае образование инея требует принятия особых мер для его ликвидации.

Вопросам инееобразования в испарителях холодильных установок посвящены многочисленные экспериментальные и теоретические исследования российских и зарубежных ученых Б.К.Явнеля [219], Г.Н.Напалкова [151], Ю.Д.Румянцева [34], И.Г.Чумака и А.И.Кохановского [209], И.А. Рогова, Б.С.Бабакина и другие [180,185,186], Т.С.Гачилова и В.С.Ивановой [32,33,97-99] и других. Подробный анализ результатов этих исследований дан в монографии Г.Н. Напалкова [151] и обзорной статье [180]. Особо следует отметить фундаментальные результаты, полученные Т.С.Гачиловым и B.C. Ивановой в Институте холодильной техники (Болгария) при эспериментальных исследованиях теплоотдачи и аэродинамического сопротивления оребренных воздухоохладителей в условиях образования инея .

В указанных и других исследованиях отмечается:

- образование инея изменяет и ухудшает условия теплообмена, создавая дополнительные тепловое и аэродинамическое сопротивления на поверхности теплообмена, в то же время на начальном периоде коэффициент теплоотдачи растет за счет увеличения шероховатости поверхности;

- свойства инея (толщина, плотность, теплопроводность, шероховатость, кристаллографическая структура), тепловое и аэродинамическое сопротивления теплообменников при его образовании существенно зависят от состава среды, условий (влажности, температуры и массовой скорости воздушного потока) и времени воздействия на поверхность теплообмена;

- различают три периода, отличающихся механизмом образования инея и соответственно его физическими свойствами, причем временные интервалы этих периодов также зависят от условий воздействия и могут существенно отличаться;

- при наличии инея тепловое сопротивление увеличивается на (30-50) % иболее, аэродинамическое в несколько раз, на 60 % и более увеличивается расходэлектроэнергии [32,33,97-99,151];

- эксперименты и модельные исследования чаще всего проводят на плоских или цилиндрических поверхностях, либо с теплообменниками холодильных камер

с шагом оребрения от 7 до 15 мм, в тоже время в кондиционерах расстояние между ребрами не превышает 2,5 мми условия тепло-и массообмена, образования и оттаивания инея оказываются

совершенно иными.

Разнообразие влияющих факторов приводит к тому, что данные различных авторов не только плохо согласуются количественно, но иногда и качественно противоречат друг другу, а попытки аналитического решения динамической задачи образования инея на оребренных поверхностях воздухоохладителей

оказываются практически невозможно использовать. В связи с этим представляется, что процесс оттаивания (удаления инея) теплообменного аппарата (испарителя в режиме теплового насоса) должен быть связан с увеличением теплового и аэродинамического сопротивлений оребренных поверхностей.

Характер изменения коэффициента теплоотдачи а' (сплошная линия) на стороне воздуха и аэродинамического сопротивления аппарата Др (штриховая линия) при инееобразовании в зависимости от времени показан на рисунке 3.11. Кривые построены по данным работ [97-99]для аппарата с шагом оребрения 7,5

о

мм, температуре потока около 0 С, влажности 88 % и фронтальной скорости воздушного потока около 6м/с.

Видно, что на начальном этапе образования инея коэффициент теплоотдачи за счет увеличения шероховатости оребрения возрастает, а затем существенно уменьшается. При этом суммарное тепловое сопротивление между воздушной средой и холодильным агентом возрастет в 2 - 3 раза.

а: Вт/(н:* К!

80 70 60 50 4,0

/

/ / /

/

/ У

У ч \

г { к4

АР, Па 500

ш

300 200 100

о /

3

5 I ч

Рисунок 3.11. Приведенный коэффициент теплоотдачи

а' (сплошная линия) и аэродинамическое сопротивление аппарата Ар (штриховая линия) при инееобразовании в зависимости от времени

Для транспортных кондиционеров проблема инееобразования и режима оттайки в режиме ТН приобретает особое значение, т.к. в них расстояние между ребрами теплообменников не превышает 2,5 мм и время нарастания инея составляет несколько десятков минут.

Существует несколько способов оттаивания испарителей: электронагревателями, орошением водой или пересыщенным водяным паром, горячими парами хладагента и другие. Достаточно подробно особенности этих способов их реализации рассмотрены в обширном справочнике [91]. Сигнал на начало оттаивания обычно подается через определенные временные интервалы, задаваемые программой управления. Такой способ часто не дает нужного эффекта, так как отсутствует определенная зависимость свойств и толщины слоя инея от времени при переменных условиях теплообмена: температуре, влажности, состава и скорости движения воздушной среды.

Наиболее оптимальным с практической точки зрения способом является оттаивание парами хладагента путем перевода кондиционера в режим холодильной машины. Время начала процесса целесообразно определять по температуре или давлению хладагента на входе компрессора, измеряемых с помощью соответствующих датчиков, а управлять- алгоритмом работы СКВ (см. раздел 6). Такой подход объясняется тем, что при образовании инея уменьшаются температура и давление хладагента в каналах испарителя (наружного блока в режиме теплового насоса). Действительно, считая процесс установившимся, тепловой поток О0 в испарителе (наружном блоке) от воздуха с температурой 1:м

определяется соотношением

= (31)

где Яи^эфф = 1/(<Хнар 8нар ) + 1/((Хи ) + 1Ц>, (3.2)

1:и - температура испарения хладагента, Яи/)фф - эффективное тепловое сопротивление теплообменника наружного блока между воздухом и теплоносителем,анар и аи - коэффициенты теплоотдачи соответственно к наружному воздуху при отсутствии инея и к хладагенту при испарении, 8нар,8и -площади поверхностей теплообмена к наружному воздуху и к хладагенту, Ятр -тепловое сопротивление трубок испарителя. Из (3.1) следует, что при образовании

инея температура испаряющегося хладагента связана с потоком С)0 и тепловым сопротивлением теплообменника Ян .,фф соотношением

= % - ОоКи. м|„|, " 3;

Т.к. при образовании инея изменяются и поток Оо и эффективное

сопротивление К&эфф. , го выражение (3.3) потребовало дополнительного исследования характера изменения Анализ проведен совместно с аспирантом В.П. Прийминым. Для оценки входящих в (3.3) значений параметра анар и использовались данные исследований В. Ивановой [97-99]при следующих условиях: относительная влажность воздуха (р = 0,88; массовая скорость воздуха = 6,27 кг/( с■ м~ /Опыты проводились при нулевых температурах поступающего воздуха при среднем логарифмическом температурном напоре вт 7 : 8 ¿с Массовый расход воздуха поддерживали постоянным, регулируя скорость вращения вентилятора. Средняя температура воздуха по аппарату была принята = -2°С, в расчетах использовался теплообменник с площадью

л

теплообменной поверхности по наружной стороне Щ = 79 м , начальная холодопроизводительность установки была принята О0= 17,1 кВт. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1. Расчет температуры кипения фреона и холодопроизводительности при образовании инея____

а , нар ' Вт/(м2 • К) Щ- - ю (м2 • К)/Вт С О0,кВт <?о " «х/^н, °С

41 2,44 -10 17,1 8,0

80 1,25 -7,5 18,6 5,9

66 1,52 -8,6 18,1 6,4

51 1,96 -9,4 17,5 7,2

41 2,44 -10,2 17,1 8,0

34,5 2,90 -11,0 16,5 8,7

30 3,33 -11,6 15,9 9,3

23,5 4,26 -13,1 15,3 10,7

21 4,76 -13,7 14,9 П,4

Уменьшение температуры 1:и при образовании инея приводит к снижению давления всасывания, значение которого дает сигнал на включение процесса оттаивания. При создании унифицированных кондиционеров с ТН, описанных в разделе 6, было принято допустимым снижение давления всасывания до значения 0,01 МПа при рабочем (0,24 : 0,25) МПа, т.е. при снижении давления практически

до нуля. При этом частота питающего компрессор напряжения уменьшается до 20 Гц.

7. Следует обратить внимание еще на один аспект использования режима теплового насосав условиях РФ в осенне-весенний и зимний периоды. Как хорошо известно, в этот период большое количество единиц подвижного состава ОАО РЖД находится в отстое на специальных площадках. При этом системы отопления в соответствии с принятыми правилами должны поддерживать температуру в салонах и кабинах подвижного состава на уровне 8°С.Как показано в разделе 2.7 (рисунок 2.10), для обогрева вагона при наружной температуре минус 20°С необходимо подавать в вагон 12 кВт тепловой мощности, при минус 30°С около 15 кВт. Режим теплового насоса оказывается в этом случае в 2-3 раза экономичнее жидкостного отопления при наличии внешнего источника электроснабжения.

3.3 Повышение холодильного коэффициента ПКХМ за счет интенсификации теплообмена на конденсаторе

В данном разделе рассмотрена возможность повышения холодильного коэффициента ПКХМ при охлаждении конденсатора смесью влажного воздуха и мелких капель воды. Интенсивность охлаждения такой смесью оказывается значительно эффективнее, чем сухим или влажным воздухом. Во-первых, наружный воздух с начальной температурой после увлажнения охлаждается до уровня психрометрической температуры «мокрого» термометра tм, поэтому приобретает способность охлаждать тело до более низкой температуры. Во-вторых, находящиеся в воздухе капли воды, сталкиваясь с поверхностью нагретого тела, растекаются по его поверхности в виде тонкой пленки, нагреваются и, интенсивно испаряясь, дополнительно, через прямой контакт охлаждают нагретое тело.

Поэтому теплоотдача в перенасыщенной водо-воздушной среде существенно отличается от теплоотдачи в сухом и даже влажном насыщенном воздухе. Для учета процесса испарения проведен сравнительный анализ закономерностей охлаждения тела сухим, увлажненным насыщенным и перенасыщенным воздухом[68,71]. Пусть нагретое тело имеет температуру /„, наружный сухой воздух - температуру /с, а насыщенный и перенасыщенный влажный воздух

температуру tM, причем /„>/м>/с. При охлаждении тела потоком сухого воздуха с участка F поверхности тела в среду переносится конвекцией тепловой поток

QTC=aTF{tu-tc), (3-4)

Л

где ат - коэффициент конвективной теплоотдачи, Вт/(м -К).

При охлаждении тела потоком увлажненного насыщенного воздуха в среду с участка F его поверхности, соответственно, будет уноситься тепловой поток

QTM=aTF{tu-tM) (3-5)

При охлаждении потоком увлажненной перенасыщенной воздушно-капельной смеси помимо конвективного потока QTM в среду начинает поступать тепловой поток QTll, уносимый из тела потоком пара от испаряющихся капель,

QTll=qmaMnF(du -dM) (3.6)

где:¿/и - удельная теплота испарения воды, Дж/кг; ам - коэффициент массоотдачи

-Л

между мокрой поверхностью и средой, кг/(м -с); п -коэффициент заполнения участка F тела испаряющимися каплями; dHи dM- влагосодержание насыщенного воздуха при температурах tH и /м, соответственно. Параметры dHи dM имеют нулевую размерность, кг влаги/кг сухого воздуха.

Тепловые потоки QTM и (?ти направлены одинаково от тела к среде, поэтому . при теплообмене с воздушно-капельной смесью участок F поверхности тела охлаждается суммой двух тепловых потоков (QTM + QTи).

При сравнении всех трех способов охлаждения следует учесть, что в пограничном слое«тело - воздушная среда» процессы теплопроводности и диффузии пара имеют общую молекулярную природу и связаны между собой линейно. В частности, согласно i-d - диаграмме влажного воздуха и теории психрометра, коэффициенты ат и ам связаны между собой соотношением

^и^м ~ о ^ 1 г\3

= 2,5-10 К (3.7)

При наличии (5.71) суммарный тепловой поток, уносимый с участка F поверхности тела воздушно-капельным потоком, можно определять с помощью общего выражения

бвк = «т ^ |('н "0 + 2,5 ^О3 л (¿н " ¿м)] (3•8)

В соотношениях (3.4), (3.5), (3.8) дополнительно отметим следующее. Во-

первых, во всех трех вариантах обдува суммарный расход воздушного потока

через теплообменник принимался одним и тем же. Во-вторых, учитывалось, что присутствие в воздухе водяного пара практически не влияет на состояние пограничного слоя у пластин и ребер теплообменника, поэтому в формулах присутствует общий коэффициент теплоотдачи ат. Следовательно, увлажнение воздушного потока практически не влияет на интенсивность теплообмена. Эффективность обдува влажным насыщенным воздухом повышается только за счет снижения температуры воздуха до психрометрической. Во многих случаях этого уже вполне достаточно, чтобы, в частности, резко повысить холодильный коэффициент ПЕСХМ в автономных системах теплообмена и значительно снизить ее энергопотребление.

При обдуве теплообменника воздушно-капельной смесью капли вступают в контактный теплообмен с нагретыми ребрами и резко интенсифицируют диффузный поток водяного пара от ребер и трубок в воздушную струю. Именно этот поток и приводит к резкому увеличению эффективного коэффициента теплоотдачи воздушно-капельной смеси, который растет как за счет снижения температуры воздуха, так и за счет увеличения эффективного коэффициента теплоотдачи.

Расчетные формулы (3.4), (3.5), (3.8) позволяют сравнивать относительную эффективность всех трех способов охлаждения нагретых тел без привлечения конкретных сведений о коэффициенте теплоотдачи ат.

Коэффициент эффективности охлаждения предварительно увлажненным до насыщения потоком наружного воздуха относительно охлаждения сухим наружным воздухом можно оценить с помощью выражения

О г -г

¿^ТС н с

Коэффициент эффективности охлаждения воздушно-капельной смесью, по аналогии с (3.9), можно оценивать соотношением

к _ бв-к _ [('н - * м)+ 2,5 • 103 п (¿н - б/м)

ьвк-с

(3.10)

бтс ('н —'с)

Выражения (3.9) и (3.10) позволяют сравнивать относительную эффективность всех трех рассмотренных способов охлаждения. В частности, эти

выражения можно использовать для выбора путей совершенствования конденсатора холодильных машин для малогабаритных транспортных кондиционеров. В таких кондиционерах конденсатор обычно имеет температуру поверхности ?Н=(50...75)°С, а охлаждается наружным воздухом с температурой /с=(30...40)°С при относительной влажности (30-60)%. Влагосодержание воздуха в условиях насыщения при указанных температурах достигает значений ¿/„ ~ (0,1-0,2), ¿/м~(0,01-0,03).

В качестве примера примем, что температура поверхности конденсатора /н=50°С, температура среды ?с=35°С, психрометрическая температура среды /М=20°С, а коэффициент заполнения пластин пленкой воды /7=0,2. Влагосодержания при насыщении воздуха влагой для выбранных /„ и /м оказываются соответственно равными ¿/н=б/(?н)=0,10 и б/с=б/(/с)=0,04.

Из выражения (3.9) получаем

к с = бтм = *н~*м = 50-20 = 2 О^тс 50 — 35

Из (3.10)

_ бв-к _ к - ^М)+ 2,5 ■ 103 и (б/н - б/м)

бтс (^н ^с)

(50-20)+ 2,5• 103 • 0,2 -(0,10-0,04)_30 + 30_^ 15 15

Таким образом, из примера следует, что при охлаждении конденсатора холодильной машины применение воздушно-капельного потока способно повысить его эффективность не на проценты, а в несколько раз.

Обратим внимание еще на ряд важных особенностей, с которыми приходится считаться при замене наружного воздушного потока увлажненным до насыщения потоком или воздушно-капельной смесью. При изоэнтальпийном увлажнении воздушного потока без остаточных капель,важно подавать в него определенное количество влаги, причем в виде очень мелких капель. Поступающая в поток влага должна, во-первых, успевать испаряться до попадания в теплообменник, а во-вторых, ее количества должно хватать, чтобы до психрометрической температуры успевал охладиться весь поток, а не только испаряющиеся капли.

Чтобы выполнить второе условие, следует придерживаться теплового баланса между смешивающимися потоками воздуха и воды

где ср, р, О - удельная изобарная теплоемкость, плотность и расход воздуха, соответственно; {дМ/Ах) - расход воды, поступающей в поток.

Для выполнения первого условия при использовании форсунок следует добиваться, чтобы в поток попадали только очень мелкие капли, диаметр которых не превышает £/0~0,01 мм. Исследованию поведения капель воды в воздушном потоке посвящен раздел 3.4.

С технической точки зрения изоэнтальпийное насыщение воздуха водяным паром реализуется наиболее просто путем пропускания воздуха через вспомогательный теплообменник, пластины которого выполнены из капиллярно-пористого материала. Основное достоинство таких пластин заключается в том, что капиллярные силы обладают свойством саморегулирования поглощаемой воздухом влаги. Испарение в среду с мокрой поверхности снижается по мере выравнивания влагосодержания в зоне пограничного слоя. Можноиспользовать и барботирование воздуха через слой воды[191].

Для образования воздушно-капельного потока, однако, самыми привлекательными остаются форсунки. Они просты в эксплуатации, не создают запахов застойной, "гнилой" воды, имеют малые габариты, экономичны и обеспечивают управляемое извне регулирование расхода воды. В частности, с их помощью можно управлять в широких пределах коэффициентом п смачивания поверхности конденсатора. Если наружный воздух уже сам по себе имеет очень высокую относительную влажность и теряет способность охлаждаться, воздушно-капельная смесь остается единственным средством сохранения эффективной, энергетически экономичной работы конденсатора холодильной машины. Соответствующие схемы для комбинированных испарительно-компрессионных кондиционеров приведены в разделе 5.

Рассмотренный способ охлаждения может найти широкое применение в системах охлаждения генераторных ламп, узлов мощных ЭВМ, в тепловых трубах и т. п.

(3.11)

3.4 Кинетика испарения капель в системах охлаждения

Настоящий раздел посвящен анализу кинетики испарения капель воды при их свободном полете в воздушном потоке. Результаты такого анализа позволяют сформулировать условия получения оптимального спектрального состава создаваемой воздушно-капельной смеси для обеспечения ей необходимой тепловой эффективности. Близкие по проблеме задачи рассматривалисьранее различными исследователями в работах [193,194,214 и других]. В одной из первых монографий по кондиционированию воздуха P.M. Ладыженский рассмотрел движение капель воды в форсуночной камере [P.M. Ладыженский, Кондиционирование воздуха, Пищепромиздат, 1957, С. 193]. Автор приводит соотношения для определения горизонтальной и вертикальной составляющих скорости движения водяной капли, рассчитывает разность температур по сечению капель воды диаметром от 0,2 до 3 мм во влажном потоке, дает рекомендации по размерам форсуночных камер. Е.В.Стефановым и В.Д.Коркиным в статье [194] рассмотрен «процесс переноса тепла от воздуха к капле за счет разностей температуры и парциального давления водяного пара в пограничном слое воздуха у поверхности капли и в основном его слое». С учетом изменения температуры воды и параметров обрабатываемого воздуха по длине форсуночной камеры получены соотношения для температуры воздуха и парциального давления водяного пара в обрабатываемом воздухе в зависимости от длины камеры и числа единиц переноса NTU явного тепла [194]. При этом предполагалось, что диаметр капли не изменяется в процессе, что не соответствует физике явления. И.А.Шепелевым в работе [214] получены соотношения для оценки температуры и размера одиночной водяной капли в зависимости от начальных условий и времени контакта с неподвижным влажным воздухом, В частности, определено время достижения каплей заданной температуры и время полного испарения капли в рассматриваемых условиях. В.С.Боровковым и Ф.Г.Майрановским рассмотрен процесс изменения скорости движения капли в форсуночной камере в неподвижном воздухе при наличии сопротивления этому движению, рассмотрены условия, при которых капля не сможет достигнуть ограничивающих охлаждаемых поверхностей и под действием сил сопротивления и тяжести упадет в поддон

[1436]. Процесс испарения капли в работе [1436] не рассматривается, а условия неподвижного воздуха не соответствуют реальному процессу.

Применительно к системам охлаждения конденсаторов ПЕСХМ и теплонагруженных элементов приборов автором рассмотрена ситуация, когда капля воды с начальной температурой /к(0) попадает в открытую воздушную среду с температурой /с[71]. Температура и относительная влажность фс среды сохраняются, причем влажность фс среды остается ниже насыщенной. Для упрощения было принято, что /к(0)= /с Несмотря на равенство температур, такая капля оказывается в неравновесном термодинамическом состоянии со средой и начинает испаряться. Первопричиной неравновесности при этом становится скачок парциального давления водяного пара, возникающий вблизи границы "капля - воздушная среда", так как на самой границе давление водяных паров сохраняется насыщенным для температуры ?к(т) поверхности капли.

Процесс испарения капли в рассматриваемых условиях происходит за счет диффузии водяных паров в воздушную среду и сопровождается быстрым охлаждением капли, так как расходуемая на испарение теплота поставляется непосредственно самой каплей. Однако по мере охлаждения между средой и каплей возникает обратный процесс теплообмена, подчиняющийся закону Ньютона. Поступающая к капле из среды теплота начинает сначала частично, а затем и полностью компенсировать теплоту испарения, благодаря чему температура капли стабилизируется и сохраняется такой до момента ее полного исчезновения.

Количественные закономерности испарения капель воды, принудительно впрыскиваемых в воздушный поток, имеют ряд особенностей, поэтому нуждаются в специальном анализе. Во-первых, капля при испарении расходует свою массу и в конечном итоге исчезает. Во-вторых, следует также учитывать, что мелкие капли находятся в потоке во взвешенном состоянии и подвержены значительному влиянию сил вязкого трения, поэтому движутся в воздухе с малыми относительными скоростями. Вокруг капли образуется устойчивый ламинарный пограничный слой, практически не искажаемый конвекцией и тем более возможной турбулентностью потока, поэтому диффузия пара от капли в среду осуществляется, в основном, на молекулярном уровне. А это означает, что

происходящие при испарении капли тепло- и массообменные процессы остаются близкими к тем, которые имеют место при охлаждении мокрого термометра. Таким образом, при испарении капли в системе «капля - среда» действуют два изменяющихся во времени т встречных тепловых потока:

-тепловой поток испарения (2и(т) от капли в среду (подчиняется эмпирическому закону Фика для диффузии)[103]

<2и (т)= диам 4ТГГ2 (т)К (т) - с1с ] (3 ■ 1:2)

- конвективный тепловой поток (?т(т) от среды к капле (подчиняется закону Ньютона для тепловой конвекции) [103]

где ди - удельная теплота испарения воды, Дж/кг; ам - коэффициент массоотдачи

Л

с поверхности капли в среду, кг/(м -с); г(х) - радиус испаряющейся капли (считаем, что капля сохраняет форму шара); с/к(т), ¿/с - влагосодержание воздушной среды на границе с каплей и вдали от неё, соответственно; ат -

л

коэффициент теплоотдачи капли с воздушной средой,

Вт/(м -К); ф)-

температура воздушной среды и капли, соответственно.На начальной стадии испарения капли ее температура и энтальпия быстро снижаются. Поэтому уравнение теплового баланса системы «капля - среда» в общем случае имеет вид

(З-14)

3 ёт

-5

где (ср)к - объемная теплоемкость капли,

Дж/(м -К).

Объединяя соотношения (3.12) - (3.14), получаем нестационарное дифференциальное уравнение для тепловых потоков

1-ср Кт)~Г"+<7иам ['с - М]= 0 15)

3 ёт

Ограничимся упрощенным анализом процесса испарения капли. Воспользуемся тем, что в рассматриваемой задаче температурное изменение энтальпии капли на два порядка меньше скрытой теплоты ее испарения. Следовательно, попадая в воздушный поток, капля очень быстро приобретает психрометрическую температуру, и процесс ее испарения протекает в основном при установившейся температуре. На начальной стадии процесс охлаждения капли будем считать подчиняющимся уравнению

1фг(т)^+^иамК(т)-^с] = 0, (3-16)

3 di

а процесс испарения капли на основной стадии - стационарному уравнению теплового баланса

<7иам Кtac)-dc]= ат (tc -tnc), (3•17)

где /пс - психрометрическая температура капли; d(tnc) -влагосодержание насыщенного воздуха при температуре tuc, причем в уравнениях (3.16) и (3.17) всегда выполняется неравенство

[б/к(х)-б/с]>[б/„(/1Ю)-б/с] .

Уравнение (3.17) совпадает с уравнением теплового баланса мокрого термометра и хорошо исследовано. В частности, из/-d диаграммы влажного воздуха следует, что в области температур (20-80) °С с высокой точностью выполняется соотношение

= 2,5 • 103К. (3.18)

И'псМс]

Достоверность условия (3.18) подтверждается экспериментально. Физически это означает, что при испарении капель процессы теплопроводности и диффузии в воздушном потоке имеют общую, сугубо молекулярную тепловую природу. Именно поэтому между коэффициентами теплоотдачи и массоотдачи существует линейная связь, а установившаяся психрометрическая температура капли (как и мокрого термометра) на протяжении всего процесса испарения сохраняется.

Для дальнейшего анализа уравнений (3.17) и (3.18) необходимы дополнительные сведения. С этой целью рассмотрим процесс переноса испаряющейся воды от капли в виде пара в воздушную среду. При испарении из капли уносится поток массы

6М . 7 d г

= -4прг2^-. (3-19)

dт dт

Этот поток в виде пара уносится с поверхности капли в воздушную среду. В соответствии с законом Фика имеем

(3-20)

dт

Соотношения (3.19) и (3.20) образуют дифференциальное уравнение, определяющее закономерности переноса массы капли в среду,

р^+амК(т)-^с]=0. (3-21)

ат

Дифференциальные уравнения (3.15) и (3.21) в совокупности определяют все особенности испарения капли в воздушной среде.

Чтобы исследовать начальную стадию испарения капли (стадию испарения капли), подставим уравнение (3.21) в (3.16). После преобразований имеем

6.Г сг0

(3.22)

где г0 - начальный радиус капли (учтено, что радиус капли на начальной стадии практически сохраняется).

Соотношение (3.22) позволяет количественно оценить справедливость допущения о том, что длительность стадии охлаждения мелких капель составляет лишь незначительную часть от общей длительности их испарения в воздушном потоке. Чтобы оценить длительность стадии испарения капель, обратимся к уравнению (3.17) и преобразуем его с помощью выражения (3.21). Получаем новое дифференциальное уравнение

^-^(«¿-'.М- (3.23)

(1т дир

Найденное уравнение представляет самостоятельный интерес, так как позволяет определять скорость, а, следовательно, и общую длительность испарения находящейся в воздушном потоке капли. Для этого достаточно принять во внимание, что вокруг свободно движущейся в воздушном потоке капли образуется сферический ламинарный пограничный слой, эффективный коэффициент теплоотдачи ат которого определяется простым выражением [95]

ат =—, (3-24)

г

где А,в - коэффициент теплопроводности воздуха, а г- радиус капли.

После подстановки в (3.23) соотношения (3.24) уравнение испарения капли приобретает вид

<7иР

На стадии испарения капли правая часть уравнения остается постоянной (не зависящей от времени т), поэтому уравнение (3.25) допускает прямое интегрирование. Из него, в частности, следует, что продолжительность испарения капли тисп может оцениваться с помощью выражения

Тисп ^/иР'о (3.26)

2А,в(гс-гпс)

В качестве примера оценим продолжительность начального охлаждения тохл и последующего испарения тишкапли с начальным радиусом г0=0,1мм, если она находится в воздушном потоке с температурой /с=35°С и приобретает при испарении психрометрическую температуру /ис = 25°С. Учтем, что у воды удельная теплота испарения ¿/и=2,3-106Дж/кг, удельная теплоемкость

3 3 3

с=4,2-10 Дж/(кг-К), плотность р=10 кг/м , а теплопроводность воздуха А,в=0,023Вт/(м-К). Из соотношения (3.26) следует, что общая продолжительность испарения капли составит величину тисп=50с.

Для оценки продолжительности охлаждения капли тохл следует еще раз обратиться к уравнениям (3.16), (3.17) и учесть, что второй член уравнения (3.16) по мере охлаждения капли плавно уменьшается, причем его предельное значение определяется уравнением (3.17). Поэтому при оценке величины тохл вместо уравнения (3.16) можно воспользоваться уравнением

^рД+ат(/с-<пс) = 0 (3.27)

3 ат

и учесть, что на стадии охлаждения ат = Xи/г().

Из уравнения (3.27) следует, что время, за которое капля на стадии охлаждения успеет достигнуть психрометрической температуры ?пс., т.е. изменить свою температуру на величину (£с-£Пс), можно приближенно определить с помощью соотношения

с р г0

(3.28)

и АЛ ^ /г

Зкв

Из (3.28)получаем, что в рассматриваемом примере продолжительность охлаждения капли близка к тохл = 0,6 е., т. е. практически на два порядка меньше

продолжительности ее полного испарения, в полном согласии с априорными оценками.

Найденные закономерности испарения капель использованы при выборе конструкции и режима работы воздушно-испарительных и охлаждающих устройств СКВ, в частности для выбора параметров форсунок и размеров испарительных камер.

3.5 Особенности проектирования высоконапорных транспортных СКВ

В транспортных объектах (как и в подавляющем большинстве бытовых и промышленных СКВ) обычно требуется обеспечить сравнительно небольшое избыточное давление на выходе из кондиционера (или в объекте): в кабинах и мобильных пунктах управления не менее 100 Па, в пассажирских вагонах и ресторанахдо 300 Па. Выполнение этого требования не является проблемой и легко решается техническими средствами, например, выбором соответствующих радиальных вентиляторов. В то же время имеется ряд объектов, для которых СКВ

-5

должны обеспечивать значительные расходы воздуха до (6-^8) м /с и напорах от 2 до 50 кПа, а иногда и более. Такие требования возникают для систем охлаждения различной электронной аппаратуры, в СКВ подвижных пунктов управлениям аэродромных и судовых СКВ и других объектах. Для создания СКВ с такими характеристиками применяются разнообразные высоконапорные вентиляторы, использование которых приводит к дополнительному нагреву обрабатываемого воздуха на десятки градусов. Действительно, если в первом приближении принять процесс сжатия воздуха в нагнетателе адиабатным, квазистатическим, то температура его Тг из состояния с давлением pi при давлении р2 примет значение Т2 , которое можно оценить по формуле

Т2 = Т,(р2/р,)(И№, Р-»)

где |i = 1,4 - показатель адиабаты для воздуха.

Расчет по формуле (3.29) при р! = 105 Па, р2 = 1,5* 105 Па, Ti =300 К дает значение Т2 =339 К, т.е. повышение температуры воздушного потока на 39 К. Более строгую оценку можно получить, если рассматривать скачкообразное сжатие газа в эластичной адиабатической оболочке из состояния (pi ,Ti ) в состояние (р2 , Т2 ). В этом случае температура Т2 газа в сжатом состоянии определяется выражением [ 187, стр. 77 ]

Т2 = Т! [1+ ((ц-1)/ц)( Р2-Р1УР1] (3-3°)

Расчет по формуле (3.30) дает для рассматриваемого примера значение температуры Т2 = 342,9 К, т.е. повышение температуры воздуха составит 42,9 К. Учитывая применяемый обычно запас по мощности нагнетателя с коэффициентом 1,5 - 2,0, а также его к.п.д., повышение температуры воздуха может быть еще больше. Прямые измерения, полученные при испытаниях аэродромных кондиционеров АК1,6-20-1-1, показали, что в реальных условиях уже при

-5

избыточном давлении 20,4 кПа и расходе воздуха 1,9 кг/с (около 7000 м /ч) повышение температуры воздуха после нагнетателя составляет почти 35К (раздел 6.10, рисунок 6.25).

В зимний и переходный период нагревание воздуха нагнетателем выполняет полезную роль. В летний период в режиме охлаждения воздух после нагнетателя поступает на теплообменное оборудование ПЕСХМ и для повышения эффективности СКВ необходимо его предварительно охладить. Для этого целесообразно использовать возникшую достаточно большую разность температур А1 между наружным воздухом и воздухом после нагнетателя. Из всех возможных вариантов предварительного охлаждения воздуха перед подачей его в ПЕСХМ наиболее эффективны охлаждение с помощью косвенно-испарительной системы (КИО) и использование кольцевого двухфазного термосифона (ДТС).Оба способа были успешно применены в рассматриваемых в разделе 6.10 аэродромных кондиционерах. Принцип работы этих устройств иллюстрируется рисунком 3.12.

В системе КИО (рисунок 3.12а) охлаждение воздушного потока происходит за счет испарения влаги в пористой структуре, окружающей рабочий герметичный канал подачи воздуха. Для расчета КИО необходимо иметь данные о теплоотдаче при испарении влаги через пористую увлажненную стенку. Литературные данные по исследованию этих процессов весьма противоречивы. Как отмечается в монографии [10], «парообразование при кипении на поверхностях с пористым покрытием отличается большей сложностью по сравнению с процессом кипения на гладкой поверхности. Многообразие предложенных моделей процесса (соответственно и расчетных зависимостей

для определения коэффициентов теплоотдачи) связано со значительными отличиями характеристик разных типов покрытий. Кроме того, механизм переноса теплоты во многом зависит от способа подвода жидкости к поверхности нагрева, что редко учитывается в предлагаемых расчетных зависимостях » [ 10 ,С. 110-114].

а) б)

Рисунок 3.12. Схемы предварительного охлаждениядля высоконапорных СКВ.

Любая методика расчета КИО в этих условиях приводит к недостоверным результатам, часто отличающимся на порядок. Применение независимого источника водоснабжения в транспортных высоконапорных СКВ не всегда возможно, а при использовании конденсата от ГЖХМ система эффективно работает только при достаточно высокой влажности воздуха окружающей среды (более (30-40) %). Поэтому косвенно-испарительное охлаждение в высоконапорных СКВ целесообразно использовать только как дополнительный способ охлаждения потока воздуха после нагнетателя и более подробное его исследование не проводилось.

Двухфазные термосифоны (ДТС), как частный случай тепловой трубы (ТТ),являются средством интенсификации теплообмена и термостатированияи могут весьма эффективно охлаждать воздух после нагнетателя при малой разности температур А1 [53,82,93]. Принципы устройства ДТС, происходящие в них тепловые процессы, общие схемы и возможности использования в различных устройствах рассмотрены в монографиях[10,23,102 и др.], многочисленных статьях российских и зарубежных авторов (только список литературы

монографии [10] содержит 722 наименования). Автором диссертации были проведены исследования закономерностей переноса тепла и массы в кольцевых ДТСс разделеннымипотоками жидкости и пара на основе кожухотрубных теплообменных аппаратов с кипением и конденсацией хладагента 1122 в качестве промежуточного теплоносителя [53,82]. Кольцевые ДТС с этими аппаратами были успешно применены в судовых теплоотводящих устройствах и системах охлаждения мощных радиоэлектронных аппаратов с плотностью тепловых потоков до 106Вт/м2.

Для высоконапорных СКВ ДТС могут быть выполнены как система из двух теплообменников трубчато-пластинчатого типа - вертикального испарителя в канале подачи воздуха и горизонтального конденсатора вне канала - спаровым и жидкостным коллекторами, соединенных между собой паровым и жидкостным трубопроводами(рисунок 3.126). Контур термосифона герметичен и заполнен хладагентом.

Учитывая широкие возможности ДТС в высоконапорных системах кондиционирования, ниже рассмотрена последовательность его расчета. Сведения по теплообмену в зонах кипения и конденсации, а также по гидродинамике не позволяют определить значение температуры насыщения рабочей жидкости в контуре ДТС. Отсутствие установившейся температуры насыщения делает расчет ДТС ориентировочным, требующим проверки на реальном образце. Поскольку ДТС представляет собой замкнутую систему, состоящую из испарителя, конденсатора и транспортных трубопроводов, то его тепловой расчет не может выполняться раздельно, т.е. сначала для испарителя, затем для конденсатора.

Главная задача ДТС - охлаждение воздуха в канале желательно на величину нагревания в нагнетателе Д1:наг. При этом термосифон должен снять в канале тепловой поток, определяемый соотношением

0 = срЬА1нагКисп, (3-31)

-5

где ср- объемная теплоемкость воздуха, Дж/( м К), Ь-расход воздуха в канале,

-5

м /с, Кисп - расчетный параметр, условно характеризующий эффективность использования ДТС в рассматриваемой схеме СКВ. Численное значение Кисп следуетпринимать при расчетах в диапазоне 0,3^-1,0 в зависимости от конкретных

расходов. При наиболее эффективном Кисп = 1,0 численное значение (Доказывается весьма большим, а оборудование ДТС громоздким. Например, при

"5

расходе Ь=1,6 м /с , М:наг = 32К и Кисп =1,0 значение <3 оказывается около 60 кВт, а размеры ДТС неприемлемыми. Наиболее оптимальным при больших расходах представляется значение Кисп = 0,3 0,5.

С другой стороны, тепловой поток О, снимаемый ДТС в воздушном канале высоконапорной СКВ, связан с его полным тепловым сопротивлением Лт (К/Вт)

д^дтс/к- , (3-32)

где Л1:дтс- разность температур воздуха в канале после нагнетателя и

окружающей среды до входа в кондиционер.

Фактически численное значение Д1;дтс совпадает с изменением температуры потока воздуха в нагнетателеД1:наг, а тепловое сопротивление Я^в основном определяется как сумма сопротивлений ДТС на участках испарения Яии конденсации Як, а также парового Ици жидкостного К ж транспортных каналов

Каждое из сопротивлений 1^(1 = и, к, п, ж) , в свою очередь, является суммой тепловых сопротивлений Я,, т ру б ч ато-пласт и н ч ат ы х теплообменников на участках испарения (1 =и) и конденсации (1 = к)к воздухуЯив, контакта пластина-трубкаЯик, собственно трубкиЯИ1 и трубка-хлад агентIIих(Яки , К-кк Дкт , Ккх~ аналогично для участка конденсации).

Выражения (3.31)^- (3.33) позволяют рассчитать теплообменные аппараты ДТС с учетом известных зависимостей по кипению внутри вертикальных труб и конденсации внутри горизонтальных, а также зависимостей по теплоотдаче со стороны воздуха в трубчато-пластинчатых теплообменниках.

Тепловые сопротивления и Якможно выразить через эффективные коэффициенты теплопередачи кивн и ккн соответствующего теплообменника ДТС и его внутреннюю (к хладагенту) 8ИВН или наружную (к воздуху) 8кнповерхности теплообмена [48]:

= 1/ (Кивн * в** ), = 1/ (Ккн Бкн ) (3-34)

В выражениях (3.34) площади отнесения кивн и ккн выбраны из представленной ниже методики расчета ДТС. Соотношения для них имеют вид

Кивн = 1/ [(1/аивн) + (1/аин )(8ивн ) + (51р/^тр)и + Гикон ] (3-35)

Ккн= 1/[(1/акн) + (1/аквн )(8кн/8квн) + (5тр/Л,тр)к + г^ ] (3-36)

Выражение (3.35) записано для внутренней поверхности теплообмена трубки испарителя (к хладагенту), а (3.36) для наружной (к воздуху) поверхности конденсатора. Целесообразность такой записи определяется принятой схемой расчета теплообменников, при которой уменьшается объем вычислений. Здесь обозначены: Бин/Бивн =ри , Зкн/Зквн = рк - коэффициенты оребрения испарителя и конденсатора соответственно, так как фиксируется внутренняя поверхность 8ИИН испарителя, а наружная поверхность конденсатора Б^или коэффициент теплоотдачи акн для конденсатора являются предметом расчета.В выражениях (3.35) и (3.36) третье и четвертое слагаемые, учитывающие тепловое сопротивление медных трубок и контакта ребер с трубками, в сумме не превышают 10 % даже для сухого контакта [62,76], т.е. носят поправочный характер. Поэтому при проектных расчетах в первом приближении их можно не учитывать, и соотношения (3.35) и (3.36) принимают вид:

Кивн = 1/ [(1/аивн) + (1/аин )(8ивн/8ин)] (3-37)

Ккн= 1/[(1/акн) + (УОтХЬш®™) ] (3-38)

При использовании в ДТС современных трубчато-пластинчатых теплообменников для расчета коэффициентов теплоотдачи к воздуху о^ , а^ и аэродинамического сопротивления Арив использовались критериальные соотношения (4.3) и (4.4) ( см. раздел 4.2) [62,65].Для сохранения эффективности нагнетателя значение потери давления в нем Дрии не должна превышать (1-5)% от повышения давления нагнетателем Арнаг, т.е. должно выполняться условие

Арив< (0,01 - 0,05) Арнаг (3-38)

Для определения значений Я их и ЯКхнеобходимо знать средние значения коэффициентов теплоотдачи к хладагентам в зонах испарения (кипения) а^ и конденсации акхвнутри цилиндрических труб, соответственно вертикальных (аих ) и горизонтальных (акх). Результаты экспериментальных исследований этих процессов и критериальные соотношения для расчета а^ иакхприведены в

монографиях и учебных пособиях [36,48,89,121]. В основном эти данныеотносятся к процессам испарения и конденсации в цилиндрических трубках для аммиака, хладонов R11,R12, R22,R113,R142, R502.B рамках создания двухфазных судовых термосифонов и повышения эффективности автомобильных кондиционеров автором были проведены исследования и обобщены данные по средним коэффициентам теплоотдачи для процесса испарения (кипения) при движении двухфазного потока R22 в вертикальных трубках диаметром 10 мм. Полученная зависимость а^ = f (q) показанана рисунке 3.13 [61, рисунок 6.7],а соответствующие аппроксимирующие функции имеют вид:

3 2

- при плотности потока q < 8*10 Вт/м в области неразвитого кипения

(Хих = 523q°'13(Bt/(m2 *К)), (3-39)

- в области развитого кипенияв зависимости от q и давления рхладагента

(Хих = 1,4* Ю-2 q0'6 *р°'44(Вт/(м2 *К)) (3-4°)

Монографии [48,121], а также [89] для расчета а при конденсации R11,R12, R22,R113 и R142 внутри горизонтальных труб рекомендуют использовать уравнения Н.Ф.Чопко [180]:

Nu=0,683(Ga*K*Pr)°'25, (3-41)

где: Nu= ad/A, Ga=gd/(v)2, K=r/(Cp(tu-tCT)), Pr= v/a, d-диаметр трубки, X, v, a, cp, r-физическиесвойствахладагента. Формула (3.41) для R22 справедлива в диапазоне (Ga*K*Pr) = (2,5 - 120)* Ю10.

Соотношения (3.31- 3.41) позволяют рассчитать испаритель и конденсатор ДТС, обеспечивающие для высоконапорных СКВ предварительное охлаждение потока воздуха перед ПКХМ на величину At;[Tc ■

Для оценки тепловых сопротивлений!^ [ и Rж транспортных каналов рассмотрим подробнее процессы, протекающие на транспортных участках кольцевого ДТС с точки зрения термодинамического анализа.

Допустим, что процессы кипения и конденсации в ДТС протекают при постоянных температурах (соответственно Ти и Тк), а течение пара и жидкости на транспортных участках происходит без теплообмена с окружающей средой при наличии сил трения. Изобразим процессы изменения состояния рабочего тела на участках кольцевого ДТС в

Т 8 диаграмме (рисунок 3.14), где процесс 1-2 - течение пара в трубопроводе без теплообмена с внешней средой и с учетом потерь давления на трение.

а, Вт/(м3К)2

10

7 6

5 4

3 2

10

11-22,1= 40°С

О - труба с напылением • - гладкая труба

оХ

1

°о

О •

• •

3 4 5 6 7 8 9104

3 4 5 6 7 8 9 10

q, Вт/м"

Рисунок 3.13. Зависимость аич': Г(д) для процессов испарения хладонов

в вертикальных трубках

Произвольный процесс 1-2 проходит по политропе, показатель степени которой может изменяться в пределах 1<п<к Перепад давлений в паровом трубопроводе постоянного сечения складывается из гравитационной составляющей (Дрф) и потери

давления, обусловленной трением (Дрф).

Т

Процесс 1-2 необратим и потому в

диаграмме Т-$ изображается штриховой

линией. Заменим необратимый процесс 1-2

равноценным ему обратимым процессом:

адиабатным расширением пара 1 -

1 Ч/изобарным подводом теплоты Г'- 2. В

„ , , _г процессе 1-1" происходит процесс Рисунок 3.14. Изменение состояния

рабочего тела на транспортных понижения давления от значения рндо рк,

участках кольцевого термосифона лричем Рк = Ри_ Ар1р_ Др:ф. Работа по

преодолению сил трения аф на единицу массы в данном случае полностью превращается

,у з„

в теплоту, воспринимаемую потоком пара, что ведет к увеличению энтропиина величину ДБ:

Од, = 0,5(Т1 + Т2) ДБ (3-42)

Значение показателя политропы в процессе 1-2 зависит от соотношения Дрф иДрф. Гравитационная составляющая перепада давления в паропроводе не зависит от его диаметра и длины горизонтального участка, в то время как Др.ф является функцией этих величин. Это дает возможность установить значение показателя политропы "п" на этапе проектирования ДТС, варьируя значениями диаметра трубопровода и расстояниями между аппаратами по горизонтали.

Процесс конденсации пара рабочего тела на участке отвода теплоты представлен линией 2-3. Необратимый политропный процесс 3^4 вновь заменяем обратимыми адиабатными процессами: адиабатного расширения (3 - 3'), изобарного подвода теплоты (3- 3") и адиабатного (3м- 4). Процессы 3 - 3' и 3 - 3" осуществляются за счет работы силы трения, процесс 3м- 4 - за счет гидростатического давления.Процесс 4-1 - процесс кипения рабочего тела в испарителе ДТС. Из сравнения процессов течения пара (1-2) и жидкости (3^1) очевидно, что ДрГрЖ> Дргрп- Это можно легко доказать, если записать соотношения для перепадов давления в паровом и жидкостном трубопроводах

Ри - Рк = Дргрп + ДРтршРи - Рк = Аргрж- Дртрж (3-43)

Преобразуя уравнения (3.43), получим

Дрфж= Дргрп + Дртрп+ Дртрж Отсюда следует, что столб жидкости в опускной ветви термосифона компенсирует

перепад давления от столба пара в подъемной ветви и потери на трение в контуре ДТС.

Этот вывод подтверждается анализом первого закона термодинамики для единицы

потока массы

ёд = (К + \vclw + + (11^+ Штр (3-45)

Считая, что процессы течения парообразного и жидкого рабочего тела на транспортных участках происходят адиабатно (скрО) без совершения технической работы (Штехн =0) и без изменения кинетической энергии (\¥с1\^=0), выражение (3.45) преобразуем к виду

Ш+вШ1 + (11 = 0 (3-46)

Таким образом, разность энтальпий потока при движении по транспортному трубопроводу ДТС равна изменению его потенциальной энергии и потерям, обусловленным силами трения. При переходе к конечным величинам можно записать для потоков пара и жидкости

- i2 =gAhn + 0,5(Т! + Т2 )ASn (3-47)

U-is= 8АЪж - 0,5(Т3 + Т4 ) ASjk (348)

При равенстве левых частей выражений (3.47) и (3.48) можно заключить, что равны

и их правые части, откуда получаем

g АЪЖ = g Ahn + 0,5(Ti + Т2 )ASn + 0,5(Т3 + Т4 ) АБЖ (3-49)

Для нахождения тепловых сопротивлений парового и жидкостного транспортных

каналов выразим из (3.47) и (3.48) изменения энтропии рабочих тел на этих участках

ASn = qn /Ти = 2(Ai 12-g Ahn)/ <Ji + T2) (3-50)

AS, = Чж/Тк = 2(g Ahx-Ai34)/(T3 + T4) (3-51)

где q„ , qVK - теплота, переносимая единицей массы рабочего тела соответственно в

паровом канале и жидкостном каналах.

Введя массовый расход пара и жидкости Ln и Ьж (кг/с) в соответствующих каналах

(очевидно Ln = Ьж), а также сечения каналов Sn и (м2), находим удельный тепловой

поток (плотность потока, Вт/ м2 ) в каждом канале:

%дп =2 THLn(Aii2- g Ahn)/[Sn (Ti + T2)] (3-52)

qywK = 2ТКЬЖ (g Ah,-Ai34)/[ S,c (T3 + T4)], (3-53> а затем и тепловые сопротивления Rn и R,K этих каналов

Rn = (Ти - тк) (Ti + T2)Sn / [2 ТИЬП (Ai12 -g Ahn)] (3■54)

R>k = (Ти — TK) 8Ж (T3 + T4)/[2ТкЬж (g Ah,-Ai34] (3-55)

Полученные значения тепловых сопротивлений каналов Я,, и Кж можно использовать в расчетах ДТС при оценке суммарного значения его сопротивления.

Большое значение для эффективной работы ДТС имеет гидравлическое сопротивление парового трубопровода и количество заправляемой в контур ДТС рабочей жидкости. Сопротивление парового трубопровода (АРП) должно соответствовать располагаемому гидравлическому напору столба жидкости в жидкостном трубопроводе

АРп<р'ё11дТс, (3-56)

где: р - плотность рабочей жидкости в состоянии насыщения, Идтс -располагаемая высота между испарителем и конденсатором.

Количество заправляемой в контур ДТС рабочей жидкости определяется из условия (3.56) и уточняется в процессе настройки ДТС.

Рассмотренные в данном разделе вопросы проектирования двухфазных термосифонов использованы при создании кондиционеров для предполетной подготовки авиационной техники (раздел 6.10).Учитывая широкое применение в технике высоконапорных СКВ, ниже рассмотрена инженерная методика расчета подобных двухфазных термосифонов.

3.6 Инженерная методика расчета двухфазных термосифонов для систем охлаждения

Накопленный опыт создания кондиционеров с трубчато-пластинчатыми теплообменниками позволяет рекомендовать для расчета ДТС в этих СКВ инженерную методику, алгоритм которой приведен на рисунке 3.15и заключается в следующем:

1. Определяются исходные данные для расчета ДТС:

- требуемые максимальный напор (избыточное давление) Артах и максимальный расход Ьтахпотока воздуха в соответствии с техническим заданием на СКВ;

- диапазон рабочих температур окружающей среды для СКВ, min Т1ср , тахТ2;Ср;

- рабочий диапазон температур Tmax, Tmin потока воздуха, обработанного в СКВ;

- допустимые габаритные размеры испарителя и конденсатора ДТС (а*Ь*с);

- тип используемого хладагента;

- физические свойства воздуха в указанных диапазонах температур.

2. Выбирается тип нагнетателя, обеспечивающего заданные значения

maxHLmax.

3. По формуле (3.31) или паспортным данным нагнетателя определяется повышение температуры потока воздуха AtHar за нагнетателем; принимаемА1:дтс =

Рисунок 3.15. Алгоритм инженерной методики расчета ДТС для высоконапорных СКВ