Применение энтропийного метода для анализа потерь в системе центрального кондиционирования воздуха тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Здобнов Максим Иванович

• Здобнов Максим Иванович
• кандидат наук
• 2024

Оглавление диссертации кандидат наук Здобнов Максим Иванович

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. МЕТОДЫ АНАЛИЗА ПОТЕРЬ В НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ СИСТЕМАХ И СИСТЕМАХ ЦЕНТРАЛЬНОГО КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

1.1 Общие подходы к определению производства энтропии в процессах

СКВ и низкотемпературных установках

1.1.1 Энергетический метод анализа систем кондиционирования воздуха

1.1.2 Эксергетический метод анализа систем кондиционирования воздуха

1.1.3 Энтропийный метод анализа систем кондиционирования воздуха

1.2 Энтропийный анализ элементов системы центрального кондиционирования воздуха

1.2.1 Потери давления при движении воздушного потока в воздуховодах

1.2.2 Потери давления при подмешивании и утечке воздуха при движении воздушного потока в воздуховодах

1.2.3 Потери в теплообменном аппарате - рекуператоре центрального кондиционера

1.2.4 Потери в конденсаторе и испарителе парокомпрессионной холодильной установки в составе центрального кондиционера

1.2.5 Потери при смешении потоков с разной температурой в секции смешения центрального кондиционера

1.2.6 Потери при охлаждении воздуха в секции водяного воздухоохладителя центрального кондиционера

1.2.7 Суммарные потери в системе центрального кондиционирования

ГЛАВА 2. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ В РЕАЛЬНЫХ УСТАНОВКАХ

Стр.

2.1 Описание установки для определения потерь в сетевых элементах системы центрального кондиционирования

2.1.1 Измерение потерь давления для сети воздуховодов приточной системы вентиляции

2.1.2 Измерение потерь давления для сети воздуховодов вытяжной системы вентиляции

2.1.3 Измерение расхода воздуха для сети воздуховодов приточной системы вентиляции

2.1.4 Измерение расхода воздуха для сети воздуховодов вытяжной системы вентиляции

2.2 Описание установки для определения потерь в компонентах центрального кондиционера

2.3 Методика проведения измерений

2.4 Средства измерения

2.5 Погрешности средств измерений и данных по теплофизическим

свойствам воздуха

ГЛАВА 3. МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПОТЕРЬ И РЕЗУЛЬТАТЫ

РАСЧЕТНОГО АНАЛИЗА

3.1 Потери в сетевых элементах системы центрального кондиционирования

3.1.1 Потери давления и расчет производства энтропии вследствие гидравлических потерь в приточной системе вентиляции

3.1.2 Потери давления и расчет производства энтропии вследствие гидравлических потерь в вытяжной системе вентиляции

3.1.3 Измерение расхода воздуха и расчет производства энтропии вследствие утечек воздуха через неплотности вентиляционных каналов в приточной системе вентиляции

Стр.

3.1.4 Измерение расхода воздуха и расчет производства энтропии вследствие подсоса воздуха через неплотности вентиляционных каналов в вытяжной системе вентиляции

3.1.5 Аэродинамический расчет потерь

3.2 Расчет производства энтропии для оценки потерь в теплообменном аппарате - рекуператоре центрального кондиционера

3.3 Расчет производства энтропии для оценки потерь в секциях испарителя и конденсатора парокомпрессионной холодильной машины в составе центрального кондиционера

3.4 Расчет производства энтропии для оценки потерь в секции водяного воздухоохладителя

3.5 Расчет производства энтропии для оценки потерь в секции смешения центрального кондиционера

3.6 Сводная диаграмма расчета производства энтропии для оценки потерь в

секциях центрального кондиционера

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

К.П.Д.

Lmin

м;

То Яо Як

К h s

Е

ех

Gl

Свыт Снар

Gфр

исп

СфР кон

V

Рвх,; Арг

Т вх

Т

вых выт

- коэффициент полезного действия;

- минимальная работа, реализуемая в рассматриваемой системе, [Дж];

- производство энтропии в г-ом процессе;

- температура окружающей среды, [К];

- удельная теплота, отбираемая от охлаждаемого тела, [кДж/кг];

- удельная теплота, передаваемая в окружающую среду, [кДж/кг];

- работа цикла эквивалентная работе сжатия компрессора, [кДж/кг];

- удельная энтальпия, [кДж/кг];

- удельная энтропия, [кДж/(кгК];

- холодильный коэффициент;

- удельная эксергия, [Дж/кг];

- массовый расход воздуха через рассматриваемый участок воздуховода, [кг/с];

- массовый расход утечек или подмешиваемого воздуха на участке воздуховода, [кг/с];

- массовый расход вытяжного воздуха, [кг/ч];

- массовый расход наружного воздуха, [кг/ч];

- массовый расход фреона в испарителе, [кг/с];

- массовый расход фреона в конденсаторе, [кг/с];

- скорость воздуха, [м/с];

- давление на входе в рассматриваемый участок воздуховода, [Па];

- потери давления на рассматриваемом участке воздуховода, [Па];

- температура вытяжного воздуха на входе в рассматриваемую секцию, [К];

- температура вытяжного воздуха на выходе из рассматриваемой секции, [К];

нар

твье нар

Т Вх - температура наружного воздуха на входе в рассматриваемую секцию,

[К];

- температура наружного воздуха на выходе из рассматриваемой секции, [К];

- температура хладоносителя на входе в секцию

воздухоохладителя, [К]; ТГх - температура хладоносителя на выходе из секции воздухоохладителя,

вод

[К];

С Р°зд - теплоемкость воздуха, [Дж/(кгК)]; С род - теплоемкость хладоносителя, [Дж/(кгК)]; А^шф - производство энтропии наружного воздуха, [Вт/К]; А£выт - изменение энтропии вытяжного воздуха, [Вт/К];

- производство энтропии конденсирующегося фреона в конденсаторе

М,

м„

парокомпрессионной холодильной машины, [Вт/К]; - производство энтропии кипящего фреона в испарителе

парокомпрессионной холодильной машины, [Вт/К]; АС, - производство энтропии вследствие неидеальности теплообмена в

рек

пластинчатом рекуператоре, [Вт/К];

- производство энтропии вследствие неидеальности теплообмена в

исп

испарителе парокомпрессионной холодильной машины, [Вт/К];

- производство энтропии вследствие неидеальности теплообмена в

кон

конденсаторе парокомпрессионной холодильной машины, [Вт/К]; л „, - производство энтропии при смешении двух потоков воздуха в секции

смеш

смешения центрального кондиционера, [Вт/К];

- производство энтропии при охлаждении воздушного потока в секци

охл

водяного воздухоохладителя, [Вт/К]; ЭНМТА - энергетический метод термодинамического анализа

ЭКМТА - эксергетический метод термодинамического анализа

ЭСМТА - энтропийно-статистический метод термодинамического анализа

ЭМТА - энтропийный метод термодинамического анализа

СКВ - системы центрального кондиционирования воздуха

ВВЕДЕНИЕ

Энергосбережение является одним из ключевых направлений развития техники. Сокращение затрат электроэнергии при эксплуатации систем кондиционирования является серьёзной проблемой, поскольку общие затраты электроэнергии, затрачиваемые на работу климатического оборудования, составляет не менее 4% от выработанной в мире электроэнергии. В ФЗ законе № 261-ФЗ уделяется значительное внимание на государственном уровне проблемам энергосбережения. Руководствуясь прогнозами Министерства экономического развития РФ, в 2024 году на розничном рынке конечные цены на электроэнергию вырастут около 6.0%, в 2025 году - рост составит на уровне 5.0% для всех категорий потребителей. При этом, за последние 2022 и 2023 года, суммарный рост тарифов составил более 10,0%. Поэтому разработка мероприятий по уменьшению потерь в системах кондиционирования и, следовательно, сокращению электропотребления является актуальной задачей.

Таким образом, тематика диссертационной работы является актуальной. Существующие методики анализа потерь в системах кондиционирования не полностью позволяют определить все потери и построить диаграмму их распределения по элементам климатической установки. Применение энтропийного анализа потерь позволяет решить поставленные задачи.

На практике оценка эффективности систем кондиционирования проводится потребителями на основании показателей счётчиков электроэнергии или расчете холодильного коэффициента, в том числе определение «сезонной эффективности» [42]. Данные методы позволяют оценить потребляемую мощность системы кондиционирования в целом, но не произвести анализ по отдельным секциям и компонентам системы.

Метод исследования СКВ, основанный на применение энтропийного анализа является перспективным прикладным направлением и заслуживает дальнейшее изучения. Данный метод дает возможность определить в различных элементах

системы центрального кондиционирования воздуха затраты энергии необходимые для того, чтобы компенсировать производство энтропии, вызванное необратимостью реальных процессов. Анализируя получаемые данные возможно рассматривать пути совершенствования отдельных энергозатратных узлов СКВ.

Целью работы является определение и анализ потерь в установках центрального кондиционирования воздуха с помощью энтропийного метода и выработка рекомендаций для их уменьшения.

Основные задачи исследования

1. Создание методики и осуществление комплексного анализа потерь в отдельных секциях центрального кондиционера и сетевых элементах системы с помощью энтропийного метода.

2. Анализ полученных результатов и его сопоставление с традиционным (термодинамическим и аэродинамическим) подходом по оценке потерь, а также экспериментальными результатами, полученными при работе центрального кондиционера как на экспериментальном исследовательском стенде завода изготовителя, так и в условиях реального эксплуатируемого объекта.

3. Выработка рекомендаций по совершенствованию исследуемых характеристик и конструкций отдельных секций центрального кондиционера, узлов и участков системы с целью снижения энергозатрат и повышения энергетической эффективности системы центрального кондиционирования в целом.

Научная новизна

1. Применяя энтропийный метод, впервые был проведен анализ потерь в системах кондиционирования воздуха, как на этапе разработке, так и в процессе эксплуатации;

2. Показана методика расчета, которая применяется для проведения комплексного анализа потерь в установке центрального кондиционирования воздуха средней мощности, а также магистралей систем вентиляции малой мощности с учетом условий эксплуатации на реальном объекте;

3. Приведен сравнительный анализ результатов, позволяющий определить секции климатической установки и отдельные участки системы, имеющие наибольшие потери;

4. Даны предложения по конструктивным изменениям, позволяющие уменьшить потери и повысить энергоэффективность системы.

Защищаемые положения

1. Разработанный метод энтропийного анализа для оценки потерь в установках центрального кондиционирования воздуха и сетевых элементах системы.

2. Анализ полученных расчетных значений потерь на основе энтропийного метода путем их сравнения с экспериментальными данными, полученными для исследуемого центрального кондиционера средней мощности с номинальным объёмным расходом воздуха 20 000 м3/час на экспериментальном исследовательском стенде завода изготовителя, а также систем приточной и вытяжной вентиляции малой мощности с номинальным объёмным расходом воздуха 5 200 м3/час, установленным в административной части действующего логистического комплекса "Северное Шереметьево".

3. Предложения по уменьшению максимальных потерь в выявленных узлах и отдельных секциях установки центрального кондиционирования воздуха.

Полученные результаты и степень их достоверности

В рамках проведения эксперимента использовались только сертифицированные измерительные инструменты и рекомендуемые способы измерения параметров согласно технических характеристик используемых средств измерения, что гарантирует подлинность полученных автором данных. В результате проведения эксперимента, данные могут быть воспроизведены повторно.

Практическая значимость

Автором выполнена оценка потерь в теплообменных секциях установки

центрального кондиционирования воздуха, секции смешения воздушных потоков и сетевых элементах системы применяя метод энтропийного анализа.

Изложенная методика дает возможность выявить наиболее энергозатратные секции установки центрального кондиционирования воздуха, что является необходимым для последующего проведения технико-экономического обоснования использования того или иного типа оборудования.

Учитывая современное изменение климата, широкое использование систем кондиционирования воздуха в промышленных, общественных и жилых помещениях, а также постоянный рост тарифов на электроэнергию, можно сделать вывод о том, что предложенные алгоритмы расчета могут помочь определить направления по оптимизации энергопотребления. Метод энтропийного анализа может быть использован для прогнозирования потерь и выработки рекомендаций по уменьшению потерь в установках кондиционирования воздуха различной мощности.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Применение энтропийного метода для анализа потерь в системе центрального кондиционирования воздуха»

Апробация работы

Главные итоги работы были представлены:

• на прошедшей 12 сентября 2023 года XX международной специализированной выставке «Cryogen-Expo. Промышленные газы-2023» (Москва, 2023);

• на прошедшей 14 октября 2022 года в МГТУ им. Н.Э. Баумана научной конференции с международным участием «Применение низких температур в науке и промышленности» (Москва, 2022);

• на прошедшей 20 ноября 2019 года в МГТУ им. Н.Э. Баумана III научной конференции с международным участием «Холодильная и криогенная техника, системы кондиционирования и жизнеобеспечения» (Москва, 2019);

• на прошедшей 31 октября 2018 года XVII международной специализированной выставке «Cryogen-Expo. Промышленные газы-2018» (Москва, 2018);

• на прошедшей 5 марта 2019 года XV международной специализированной выставке «Мир климата» (Москва, 2019);

• на прошедшей 23 мая 2018 года в МГТУ им. Н.Э. Баумана научной конференции с международным участием «Холодильная и криогенная техника, системы кондиционирования и жизнеобеспечения» (Москва, 2018).

Публикации

В рамках темы диссертационной работы опубликовано 7 научных работ, из которых 5 находятся в рецензируемых журналах и изданиях, которые рекомендованы ВАК РФ, 1 включена в единую базу данных Scopus, 2 - в тезисах докладов на конференциях. Общий объем работ - 2,75 п.л. / 1,673 п.л.:

1. Здобнов М.И., Лавров Н.А. Статья в журнале «Холодильная техника»: Анализ потерь в вентиляционных установках с помощью энтропийно-статистического метода. 2018. Выпуск № 8. С. 36-41. (0,625 п.л./0,375 п.л.).

2. Здобнов М.И., Шишов В.В., Лавров Н.А. Статья в журнале «Холодильная техника»: Анализ потерь в теплообменнике-теплоутилизаторе с помощью энтропийно-статистического метода. 2019. Выпуск № 2. С. 37-40. (0,375 п.л./0,225 п.л.).

3. Здобнов М.И., Лавров Н.А., Шишов В.В., Каракулов С.И. Статья в журнале «Холодильная техника»: Анализ потерь в испарительно-конденсаторном контуре центрального кондиционера с помощью энтропийно-статистического метода. 2019. Выпуск № 8. С. 28-33. (0,625 п.л./0,35 п.л.).

4. Здобнов М.И., Лавров Н.А. Анализ потерь в вентиляционных установках с помощью энтропийно-статистического метода. Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана. 2018. С. 184-186. (0,125 п.л./0,075 п.л.).

5. Здобнов М.И., Лавров Н.А., Шишов В.В. Анализ потерь в секции смешения центрального кондиционера с помощью энтропийно-статистического метода. Статья в сборнике трудов III международной научно-практической конференции. Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана. 2020. С. 326-333. (0,438 п.л./0,275 п.л.).

6. Zdobnov М. I., Lavrov N. A., Shishov V. V. Application of Entropy Analysis to Compare Losses in Central Air Conditioner Sections. Статья в сборнике трудов международной научно-практической конференции. Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана. 2022. P. 27-28. (0,0625 п.л./0,037 п.л.).

7. M.I. Zdobnov, N.A. Lavrov N.A., V.V. Shishov. Entropy Analysis of Energy Losses in Heat-Exchanger and Mixing Sections of a Central Air Conditioner. Chemical and Petroleum Engineering. 2022. №11, P. 29-33. (0,5 п.л./0,3 п.л.).

Личный вклад автора

Автором была разработана методика и выполнен комплексный анализ потерь в отдельных секциях центрального кондиционера и сетевых элементах системы с помощью энтропийного метода. Выполнен анализ полученных данных, его сопоставление с традиционным подходом по оценке потерь, а также экспериментальными результатами, полученными при работе центрального кондиционера как в экспериментальном цехе завода изготовителя, так и при работе на реальном объекте.

Также автором были предложены рекомендации по совершенствованию характеристик и конструкций отдельных секций и узлов центрального кондиционера с целью снижения энергозатрат и повышения энергетической эффективности системы центрального кондиционирования в целом.

Структура и объем диссертации

Диссертационная работа включает введение, список используемых условных обозначений и терминов, три основные главы диссертации, выводы, перечень использованной литературы, содержащий 66 наименований и приложение к диссертационной работе.

Изложение материала выполнено на 149 страницах машинописного текста, в которые включены 42 рисунка и 16 таблиц.

Введение посвящено целям и задачам исследования, а также актуальности поставленных вопросов, изложено краткое содержание диссертационной работы, представлена практическая ценность и описана научная новизна.

Первая глава посвящена методам анализа потерь и оценки энергоэффективности в низкотемпературных системах и системах центрального кондиционирования воздуха, выполнен обзор эксергетического и энергетического методов анализа, показано на основе научных работ использование энтропийного метода в целях изучения холодильных установок.

Вторая глава посвящена описанию исследуемого центрального кондиционера и отдельных его секций, а также системы приточной и вытяжной вентиляции для анализа потерь давления в сетевых элементах.

Третья глава посвящена результатам расчетного энтропийного анализа в отдельных секциях установки центрального кондиционирования и сетевых элементах приточной и вытяжной систем вентиляции.

ГЛАВА 1. МЕТОДЫ АНАЛИЗА ПОТЕРЬ В НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ СИСТЕМАХ И СИСТЕМАХ ЦЕНТРАЛЬНОГО КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

Основополагающие начала современной термодинамики были сформулированы в 1824 году французским физиком и математиком Сади Карно в своей работе «Размышления о движущей силе огня и машинах, способных развивать эту силу» [3]. Сади Карно впервые сформулировал основные аспекты термодинамического анализа, включающие такие понятия, как идеальная тепловая машина и идеальный цикл, обратимые и необратимые процессы, К.П.Д. и максимальный К.П.Д. идеальной тепловой машины.

В 50-х годах XIX века немецкий физик Рудольф Клаузиус [46] внес дополнения в теорию тепловых двигателей Карно и сформировал утверждение, названное впоследствии тепловой аксиомой: «теплота сама собой не может переходить от тела холодного к телу горячему». Тепловая аксиома Клаузиуса стала первой формулировкой второго начала термодинамики, известной сейчас как формулировка Клаузиуса.

Рудольф Клаузиус ввел понятие энтропии в своей работе «О различных удобных для применения формах второго начала математической теории теплоты». Именно им впервые был сформулирован принцип возрастания энтропии при преобразованиях энергии и введено правило знаков для приращения энтропии, которое гласило: приращение энтропии считается «положительным», если не требует затрат работы, и наоборот, «отрицательных» когда требуется затрачивание внешней работы.

Равенство Клаузиуса для любого обратимого процесса имеет следующий

вид:

(1.1)

Соответственно, энтропией была названа функция состояния, дифференциалом которой является отношение dQ/T. Энтропия системы рассматривается как функция состояния системы. Изменение энтропии между состояниями системы в двух точках не зависит от вида процесса и определяется только начальным и конечным состоянием системы. Таким образом, не существует возможности определить абсолютное значение энтропии [4].

Эти понятия были использованы в качестве основы для термодинамического анализа, энтропийного и эксергетического, которые используются в настоящее время.

В 1876 году, американский физик-теоретик Гиббс Дж.У. [46] впервые ввел определение функций, позволяющих найти максимальную работу системы и окружающей среды. Рассматривая рабочее тело, заключенное в непроницаемую для массы оболочку (этот случай является случаем закрытой системы) Гиббс Дж.У. использовал внутреннюю энергию как главную термодинамическую функцию.

Немного позже, во второй половине XIX века, профессором университета в Лионе Ж. Гюи была начата разработка основ эксергетического метода. В 1889 году вышла первая научная работа ученого на эту тему [60].

Следующие шаги в этом направлении были сделаны словацким ученым А. Стодолой [62] в 1898 году, а за ним следом рядом исследователей, среди которых можно отметить Д. Кинана [46], В. Кизома [46] и Ф. Бошняковича [5], деятельность которых относятся к 30-м годам XX века. Научные разработки А. Стодолы [62] были направлены на то, чтобы применить идеи своих предшественников к наиболее важным процессам, протекающим в потоке рабочей жидкости. Введенное им определение «свободной технической энергии» базируется на функции, определяющей энергию потока рабочего тела - энтальпии «Ь>.

В 1932 году Д. Кинан опубликовал статью [9], в которой исследовал свойства эксергетической функции и предложил, опираясь на эксергетический подход, диаграмму для водяного пара, которая имеет эксергию в качестве ординаты. Предметом исследования ученого стал цикл работы конденсационной электрической станции.

Годом позже, в 1933 году В. Кизом [46] впервые применил эксергетические функции для термодинамического анализа низкотемпературных процессов, используя каскадный цикл ожижения азота. Исследование, проведенное Кизом В., стало основой для дальнейшего изучения термодинамических свойств технологических процессов в области низких температур.

Благодаря Ф.Бошнякович и его курсу термодинамики были подробно изучены некоторые свойства эксергетической функции, которую он именовал "технической работоспособностью" с использованием ^ s - диаграммы состояния [5]. Им также был разработан метод графического термодинамического анализа для процессов ожижения воздуха.

В СССР, начиная с 30-х годов, активно начало развиваться новое направление термодинамического анализа, основные положения которого были представлены в работах В.С. Жуковского [6], М.П. Вукаловича и И.И. Новикова [7]. Данное направление анализа базировалось на комбинации элементов энергетического анализа в части подсчета потерь эксергии при возрастании энтропии и эксергии теплоты.

Мартыновским В.С. [8], Мельцером Л.3. и Чуклиным С.Г. [9] исследования циклов холодильных машин проводились с использованием комбинации высокоразвитого термодинамического анализа циклов и элементов эксергетического анализа.

Мартыновским В.С. в своей работе «Анализ действительных термодинамических циклов» [8] использовал эксергетический и энтропийный подходы применительно к реальным термодинамическим циклам для холодильных установок и тепловых двигателей. Мартыновский В.С. исследовал необратимость протекающих процессов, выполнял сравнение действительных прямых и обратных термодинамических циклов, включая проведение технико-экономического анализа исследуемых систем.

В целях изучения систем, в которых происходит процесс ожижения воздуха, а также роли отдельных агрегатов в этих системах, Капица П.Л. применил функцию изменения энтропии системы [10].

Словацким ученым А. Стодолой [62] и французским физиком Ж. Гюи [60] было получено уравнение, которое назвали теоремой Гюи-Стодолы. Теорема Гюи-Стодолы связывает действительную работу с минимальной в низкотемпературной системе и имеет следующий вид:

где Lmin - минимальная работа, реализуемая в рассматриваемой системе [Дж];

к - число рассматриваемых процессов; То - температура окружающей среды [К].

Метод определения потерь эксергии от необратимости, основанный на уравнении Гюи-Стодолы, был разработан в США и Англии в 30-х годах XX века Д.П. Гохштейном, изложенный в работах [11] и [12].

Гохштейн Д.П. сформулировал уравнение, согласно которому из рассчитанной работы вычиталась сумма определяемых по отдельности потерь. Данный подход дает возможность количественно оценить для каждого отдельно взятом компонента системы переход энергии, которая поступает в систему в затраты на производство энтропии:

k

(1.2)

- производство энтропии в г-ом процессе;

п

ж =ж -Уп.

вых вх / , 1

¡1.3)

где и 1¥зх - эксергия теплоты на входе и выходе установки;

п

ТА - суммарная потеря эксергии теплоты во всех узлах установки.

г=0

Уравнение для определения эксергии теплоты:

(1.4)

где д - количество теплоты на входе в установку;

Тх - температура источника, от которого получена теплота д:

В результате, можно сделать вывод, что в основе энтропийного подхода лежит эксергия теплоты и система коэффициентов эксергетических потерь. В соответствии с энтропийным подходом, в эксергетическом балансе учитываются только потери, которые связаны с необратимостью процессов, которые происходят в установке. В целях количественного определения необратимости каждой отдельной необратимости по отношению к эксергии входа, используется абсолютный коэффициент эксергетической потери ьго узла.

Ц = П (1.5)

Ж У '

вх

Учитывая аддитивность энтропии полный коэффициент эксергетических потерь определяется:

п

Ёп, , , Ц=ё п.=й-=П (1.б)

' Ж Ж

'=0 " вх " вх

Работы по применению эксэргетического анализа целесообразно разделить на два направления:

• первое направление, в основе которого рассматриваются термодинамические основы эксергетического подхода;

• второе направление, посвященное практическим аспектам применения эксергии для решения различных технико-экономических задач.

П. Грассманом в 1949 году была опубликована первая статью на эту тему, в которой он затронул вопрос о К.П.Д. термодинамической системы [14]. В своих дальнейших трудах П. Грассман уделял широкое внимание изучению понятия эксергии потока и соотношение ее со свободной энтальпией.

Немного позже, 3. Рант в 1956 году обосновал и ввел термин «эксергия» [47], параллельно представив эксергетические диаграммы для водяного пара.

Термин «эксергия» был введен как количественная величина работы, которая может быть получена при переходе от температурного уровня источника выше температуры окружающей среды к температурному уровню окружающей среды.

При этом, для СКВ, у которых температурный уровень источника ниже температурного уровня окружающей среды, значение эксергии принимает отрицательное значение. Данное значение эквивалентно величине подводимой работы.

Позднее, для процессов охлаждения был введен соответствующий термин «эксергии холода», представленный А.М. Архаровым в своей работе [13]. Соответственно, эксергия зависит как от температуры рабочего вещества, так и от температуры приемника теплоты и как следствие, в зависимости от температур стока эксергия вещества с одной и той же температурой может быть разной.

И.П. Ишкиным и В.М. Бродянским применительно к низкотемпературной области были изучены свойства эксергии потока и теплоты, изложенные в научных работах [14]. Ученые разработали диаграмму термодинамического состояния в координатах эксергия — энтальпия. Диаграммы были построены для воздуха и аммиака и с их помощью были представлены алгоритмы определения энергетического К.П.Д. для низкотемпературных систем.

Также следует отметить статьи В. Кизома [46], П.Л. Капицы [10] в области изучения эксергии применительно к низкотемпературным процессам и последующие исследования теплообменных процессов при низких температурах П. Грассманом [14].

Стоить отметить и статьи ряда зарубежных авторов [63; 64], в которых приводится анализ циклов холодильных машин применяя эксергетический метод.

Архаровым А.М. и Шишовым В.В. на кафедре Э-4 факультета «Энергомашиностроение» было проведено исследование расширительной машины с газовой смазкой [16]. Предметом исследования стал анализ производства энтропии в результате несовершенства процесса теплообмена, происходящего между стенкой цилиндра и газовой средой. В проводимом эксперименте было исследовано изменение температуры вследствие теплопритоков из окружающей

среды и трение в зависимости от частоты вращения рабочего колеса детандера. По итогам проведенного исследования были получены зависимости для расчета адиабатного К.П.Д. детандера.

Стоить отметить и работы, направленные на изучение гелиевых низкотемпературных систем, которыми занимался И.К. Буткевич. В ходе проводимых исследований низкотемпературных гелиевых системах были проанализированы основные виды потерь производительности холода, а также рассмотрены удельные затраты энергии, изложенные в трудах [17].

Колосовым М.А. была проведена адаптация уравнения Гюи-Стодолы применительно к холодильным установкам, изложенная в работах [21; 22].

По данным исследований, проведенных Архаровым А.М., Шишовым В.В., Буткевичем И.К., для гелиевого поршневого детандера и изложенных в работах, опубликованных в [18; 19; 20], были проанализированы потери холодопроизводительности, возникающие в результате регенеративного теплообмена.

Отдельно следует выделить работыпосвященные анализа и оптимизации различных технических систем на базе ЭКМТА представленные Бродянским В.М., В. Фратшер и К. Михалек в своих трудах [15], а также труды Морозюка Т.В., посвященные применению ЭМТА для анализа циклов охлаждения и циклов тепловых насосов [54].

Опираясь на изложенный материал, можно сделать вывод о том, что потери в системах кондиционирования воздуха определяются различными путями, в основе которых лежит энергетический метод термодинамического анализа (ЭНМТА), эксергетический метод термодинамического анализа (ЭКМТА) и энтропийно-статистический метод термодинамического анализа (ЭСМТА).

ЭНМТА, фундаментально основанный на первом начале термодинамики, т.е. законе сохранения и превращения энергии, не дает представления о распределении потерь. Метод достаточно распространен в технической среде и на его основе представлено многообразие методик, изложенных в [23; 24; 25; 26; 51; 52; 53; 58; 59].

ЭКМТА [15], также, как и ЭСМТА [1], фундаментально основанные на втором начале термодинамики, позволяют анализировать потери в процессе работы систем центрального кондиционирования воздуха.

Для анализа тепловых энергетических установок, более уместным является эксергетический подход, который направлен на получение энергии [27; 28].

К анализу тепловых энергетических установок более применим эксергетический метод, целью которого является получение энергии [27; 28]. В тоже время для систем кондиционирования воздуха применим как метод эксергетического анализа, так и энергетический метод [31; 55; 56].

ЭСМТА, изучению которого А.М. Архаровов и В.В. Сычев уделяли значительное внимание [30; 31] в настоящее время весьма популярный и активно развивается. Данное развитие приводит к широкому практическому применению метода в отраслях промышленности, что можно видеть на примере анализ потерь в установках сжижения природного газа, выполненном В.Ю. Семеновым [33]. и С.Д. Красноносовой [32].

Активное изучение в МГТУ им. Н.Э. Баумана ЭСМТА применительно к анализу различных элементов и компонентов низкотемпературных установок [2], а также холодильных систем и СКВ позволило определить действительные затраты на компенсацию производства энтропии вследствие необратимости рабочих процессов.

Подводя итог, уравнение (1.2.) для низкотемпературных установок и СКВ может быть преобразовано:

"действ

5Х

+

г„2>.

V ¿=1

\

(1.7)

J деисте

где ^ /т1П - сумма минимальных работ, необходимых для генерации холода;

(-^оУ!^/)- величины реальных затрат энергии для компенсации производства

1=1

энтропии во всех и элементах установки.

Исследованию циклов «шоковой» заморозки продуктов питания посвящены работы Архарова А.М. [35]. Применительно к предприятиям общественного питания и анализу существующих холодильных систем посвящены работы А.М. Архарова, В.В. Шишова и М.С. Талызина [36; 37; 38; 39; 40; 41; 65].

Применительно к изучению циклов систем кондиционирования воздуха, прикладному исследованию процессов охлаждения и заморозки для пищевой промышленности дополнительно следует отметить работы А.М. Архарова и Шишова В.В. [42; 43; 44].

С учетом прикладных особенностей анализа агрегатов для сжижения природного газа важно отметить исследования А.М. Архарова, В.Ю. Семенова и С.Д. Красноносовой [45].

В заключении обзора выполненных работ, следует отметить исследования зарубежных ученых в области статистического анализ производства энтропии однофазным методом, приведенное в научной работе [57] для теплообменного аппарата с «наножидкостью» в межтрубном пространстве.

Также, помимо перечисленных выше, следует отметить существование:

• комбинированных методов термодинамического анализа, построенных на совместном использовании первого и второго законов термодинамики. Данные комбинированные методы представлены в работе [58];

• вычислительные методы, основанные на использовании программных вычислительных комплексов [52];

• прикладные методы, основанные на принципах проведения измерений фактических величин энергопотребления. Данные прикладные методы представлены в работе [61].

1.1 Общие подходы к определению производства энтропии в процессах СКВ и низкотемпературных установках

1.1.1 Энергетический метод анализа систем кондиционирования воздуха

Как ранее было рассмотрено, в основе ЭНМТА лежит первый закон термодинамики, в соответствии с которым подведенные к термомеханической системе теплота и работа и отведенные теплота и работа должны равняться друг

Для холодильной машины определяющим признаком энергоэффективности является холодильные коэффициент т.е. отношение холодопроизводительности к количеству затраченной на выработку холода электрической энергии.

Для простого одноступенчатого цикла парокомпрессионного охлаждения, представленного на Рисунке 1.1., уравнение энергетического баланса имеет следующий вид:

другу.

отв

(1.8)

Ч

(1.9)

где с?] - удельная теплота, отбираемая от охлаждаемого тела [кДж/кг];

<2* - удельная теплота, передаваемая в окружающую среду [кДж/кг]: /ы - работа цикла эквивалентная работе сжатия компрессора [кДж/кг].

5

Рисунок 1.1

Составляющие рассматриваемого уравнения (1.9) могут быть определены с помощью диаграммы термодинамического состояния хладагента Ри представлены в виде следующих зависимостей:

Удельная теплота %. отбираемая от охлаждаемого тела, выражается

разностью энтальпий в точках «1» и «5»:

Ч* = К - к (1.10)

Удельная теплота передаваемая в окружающую среду, выражается разностью энтальпий в точках «2» и «4»:

дК = Ьг - ИА (1.11)

Работа сжатия компрессора 1К для процесса дросселирования, который

происходит без совершения внешней работы, является работой цикла.

Для процесса адиабатного сжатия в компрессоре, удельная работа пропорциональна разности энтальпий в точках «1» и «2э»:

К.а, = К - К (112)

Реальный процесс сжатия, графически показанный как «1-2» отличается от адиабатного процесса «1-2в» наличием потерь. Используя адиабатный К.П.Д. компрессора рассчитывается действительная работа:

I ^ =К-К

л*

Холодильный коэффициент определяется соотношением:

%

(1.13)

/

(1.14)

К

Для графической иллюстрации энергетического баланса применяется диаграммы Сенкея, представленная на Рисунке 1.2.

02

Рисунок 1.2. — Диаграмма Сенкея для цикла одноступенчатой парокомпрессионной холодильной машины с расширением хладагента в

дросселирующем устройстве.

ЭНМТА весьма прост, но при этом к недостаткам можно отнести:

• холодильный коэффициент не является показателем степени термодинамического совершенства системы кондиционирования воздуха;

• не позволяет оценить энергетические потери реального процесса в установке центрального кондиционирования воздуха для отдельных узлов и компонентов системы;

• не учитывает изменение параметров окружающей среды и нагрузки системы в динамике.

Как видно из представленного материала, ЭНМТА решает ряд прикладных задач общего характера. Однако, ЭНМТА не детализирует информацию о работе СКВ и не позволяет определить направления дальнейшей оптимизации в части отдельных компонентов.

1.1.2 Эксергетический метод анализа систем кондиционирования воздуха

Рассмотрим эксергетический метод, который базируется на понятие «эксергии» с целью исследования процессов в системах кондиционирования воздуха.

Второй закон термодинамики гласит, что для превращения теплоты в работу, необходимо иметь как минимум два источников теплоты: горячий, условно называемый, как верхний и холодный, условно принимаемый, как нижний.

Применяемый термин «нулевой уровень» считается началом отсчета и характеризует состояние термодинамического равновесия источника теплоты с окружающей средой.

Эксергия характеризует величину работы, которую возможно получить из рассматриваемой термодинамической системы при условии ее обратимом взаимодействии с окружающей средой.

Существует возможность технически провести разделение эксергии неподвижного рабочего тела, эксергии теплоты и эксергии рабочего тела в потоке. При анализе систем кондиционирования воздуха ЭКМТА имеют значение эксергия теплоты и эксергия потока вещества.

Максимальная работа, совершаемая потоком вещества в процессе обратимого перехода из состояния, определяемого начальными параметрами р1, Т1 в состояние равновесия, определяемое параметрами соответствующими окружающей среды рос, Тос характеризует эксергию потока вещества.

Обратимый процесс должен протекать по изотерме при температуре окружающей среды. Для данного процесса необходимо температуру рабочего тела понизить до температуры окружающей среды исключив необратимость т.е. не допуская теплообмен.

Согласно представленного Рисунка 1.3. процессе адиабатного расширения, графически изображен, как «1-а». При данном процессе рабочее тело охлаждается

до температуры окружающей среды Тос. Далее, при изотермическом процессом, графически изображенным, как «а-о», происходит понижение давления до Рос :

пропорциональна площади обозначенной индексами «а-Ь-М», характеризуется

равенством:

Sq = ССН - ШССр, где Sq = 0, а 81ад=- ШССр = -СН

и

!ад = -!$Ф = \ - На

(1.17 )

(1.18)

Превращенная в работу энтальпия в «Т^» диаграмме пропорциональна площади обозначенной индексами «1-е-с^»:

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Здобнов Максим Иванович, 2024 год

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Архаров А.М. Основы криологии. Энтропийно-статистический анализ низкотемпературных систем. М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2014. 507 с.

2. Архаров А.М., Марфенина И.В., Микулин Е.И. Криогенные системы. М.: Машиностроение, 1996. 1 т. 576 с. 2 т. 720 с.

3. С. Карно. Размышления о движущей силе огня и о машинах, способных развивать эту силу. Серия "Классики естествознания". Издательство "ЁЁ Медиа", 2012. 80 с.

4. Второе начало термодинамики / С. Карно [и др.] М.; Либроком, 2014.

312 с.

5. Ф. Бошнякович. Техническая термодинамика. М.; Государственное энергетическое издательство, 1955. 438 с.

6. Жуковский В.С. Техническая термодинамика. М.; Л.: Энергоиздат, 1934. 299 с.

7. Вукалович М.П., Новиков И.И. Термодинамика. Учебное пособие для вузов М.: Машиностроение, 1972. 672 с.

8. Мартыновский В.С. Анализ действительных термодинамических циклов. М.: Энергия, 1972. 216 с.

9. Чуклин С.Г., Мартыновский В.С., Мельцер Л.З. Холодильные установки. Учебник для вузов по специальности «Холодильные машины и аппараты». М.: Госторгиздат, 1961. 472 с.

10. Капица П.Л. Эксперимент. Теория. Практика. — М.: Наука, 1981. 495 с.

11. Гохштейн Д.П. Современные методы термодинамического анализа энергетических установок. М.: Энергия, 1969. 368 с.

12. Гохштейн Д.П. Энтропийный метод расчета энергетических потерь. М.; Л.: Госэнергоиздат, 1951. 109 с.

13. Архаров А.М. О едином термодинамическом пространстве, теплоте, холоде, эксергии и энтропии, как о базовых понятиях инженерной криологии. М.: Холодильная техника. 2009. №6. С. 34-39.

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

15. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетический метод и его приложения. М.: Энергоатомиздат, 1988. 288 с.

16. Архаров А. М., Шишов В. В. Теоретическое исследование работы бесклапанного детандера с газовой смазкой. Сборник статей «Глубокий холод и кондиционирование». Москва, 1969. С. 171-178.

17. Буткевич И.К. Моделирование и исследование режимов работы криогенных гелиевых систем: Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук. М.: изд. МГТУ им. Н. Э. Баумана, 1994. 32 с.

18. Архаров А. М., Буткевич И. К. Анализ потерь холодопроизводительности гелиевого поршневого детандера от регенеративного теплообмена. Сборник статей «Глубокий холод и кондиционирование». Москва, 1969. С. 179-190.

19. Криогенные поршневые детандеры. / А.М. Архаров [и др.] М.: Машиностроение, 1974. 240 с.

20. Машины низкотемпературной техники. Криогенные машины и инструменты. / А.М. Архаров [и др.] М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2011. 582 с.

21. Колосов М. А. Теорема Гюи-Стодолы применительно к холодильной технике. М.: Холодильная техника. 2013. №8. С. 40-43.

22. Колосов М. А. Теорема Гюи-Стодолы применительно к холодильной технике. М.: Холодильная техника. 2013. №9. С. 51-54.

23. Талызин М., Горохов С. Эффективная работа систем охлаждения. М.: Холодильная техника. 2011. №9. С. 24-26.

24. Талызин М. С., Солодкий А. С. О «плавающем» давлении конденсации. М.: Холодильная техника. 2013. № 11. С. 27 - 29.

25. Шишов В. В., Талызин М. С. Температурный напор в конденсаторах с воздушным охлаждением. М.: Холодильная техника. 2014. № 9. С. 35-37.

26. Шишов В. В., Талызин М. С. Повышение энергоэффективности холодильных установок при уменьшении температурного напора в конденсаторах с воздушным охлаждением. М.: Теплоэнергетика. 2015. № 9. С. 41-44.

27. Скулкин С.В. Оперативное диагностирование теплового энергетического оборудования ТЭС на основе эксергетического анализа: Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. СПб.; изд. Санкт-Петербургского государственного политехнического университета, 2012. 18 с.

28. Янтовский Е. И. Потоки энергии и эксергии. М.: Наука, 1988. 144 с.

29. Иванова А.П. Эксергетический анализ воздушно-холодильных машин в составе авиационных систем кондиционирования воздуха: Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Н.; изд. Новосибирского государственного технического университета, 2013. 22 с.

30. Архаров А.М. Сычев В.В. И еще раз об энтропии и задаче определения реальных (действительных) величин энергетических потерь вследствие необратимости. М.: Холодильная техника. 2007. № 4. С. 8-13.

31. Архаров А.М., Сычев В.В., Архаров И.А. Холодильная и криогенная техника, системы кондиционирования и жизнеобеспечения. М.: Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, спецвыпуск. 2008. С. 14-34.

32. Красноносова С.Д. Исследование малотоннажных установок сжижения природного газа энтропийно-статистическим методом: Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. М.: изд. МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2016. 17 с.

33. Семенов В.Ю. Разработка и исследование высокоэффективных малотоннажных установок сжижения природного газа: Автореферат диссертации

на соискание ученой степени доктора технических наук. М.: изд. МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2016. 32 с.

34. Архаров А.М. Сычев В.В. Основы энтропийно-статистического анализа реальных энергетических потерь в низкотемпературных и высокотемпературных машинах и установках. М.: Холодильная техника. 2005. № 12. С. 14-23.

35. Архаров А.М. Энтропийно-статистический анализ холодильных циклов для «шоковой» заморозки. / Архаров А.М., Шишов В.В., Шамсутдинов И.Р., Серебряков Н.Ю. М.: Холодильная техника. 2015. № 11. С. 38-42.

36. Архаров А. М., Шишов В. В., Талызин М. С. Энтропийно-статистический анализ низкотемпературных холодильных циклов и выбор на его основе оптимальной системы холодоснабжения магазина. М.: Холодильная техника. 2016. № 3. С. 30-34.

37. Архаров А. М., Шишов В. В., Талызин М. С. Сравнение с помощью энтропийно-статистического анализа транскритических циклов на СО2 с циклами на традиционных хладагентах для систем холодоснабжения предприятий торговли. М.: Холодильная техника. 2017. № 2. С. 34-41.

38. Архаров А. М., Шишов В. В., Талызин М. С. Энтропийно -статистический анализ низкотемпературных транскритических циклов диоксида углерода. Инженерный журнал: наука и инновации. 2017. №3. С. 1-14.

39. Архаров А. М., Шишов В. В., Талызин М. С. Энтропийно-статистический анализ каскадных холодильных систем с СО2. М.: Холодильная техника. 2017. № 10. С. 32-35.

40. Талызин М.С. Применение энтропийно-статистического метода анализа реальных холодильных систем. Девятая Всероссийская конференция молодых ученых и специалистов «Будущее машиностроения России»: сборник докладов. Союз машиностроителей России, Московский государственный технический университет имени Н. Э. Баумана. М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2016. 879, [5] с. : ил. С. 455 - 457.

41. Шишов В. В., Талызин М. С. Практическое применение энтропийно-статистического метода анализа холодильных циклов. М.: Холодильная техника. 2015. № 3. С. 25-29.

42. Архаров А. М., Шишов В.В. Энтропийно-статистический анализ классических холодильных циклов для систем кондиционирования (цикл с экономайзером). М.: Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, сер. Машиностроение. 2012. С. 157-169.

43. Архаров А.М., Шишов В.В. Анализ низкотемпературных холодильных циклов с помощью энтропийно-статистического метода. М. : Холодильная техника. 2014. № 8. С. 50-53.

44. Шишов В.В. Энтропийно-статистический анализ холодильных циклов для систем кондиционирования. М.: Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, сер. Машиностроение. 2012. С. 143-156.

45. Архаров А.М., Семенов В.Ю., Красноносова С.Д. Методика энтропийно-статистического анализа малотоннажных установок сжижения природного газа. Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2015. № 10. С. 1012.

46. Гельфер Я.М. История и методология термодинамики и статистической физики. М.: Высшая школа, 1981. 536 с.

47. Рант З. Эксергия - новый термин для обозначения «технической работоспособности». Вопросы термодинамического анализа (эксергетический метод). М.: Мир, 1965. С. 11—14.

48. Лобаев Б.Н. Расчет воздуховодов вентиляционных, компрессорных и пневмотранспортных установок. Киев. Госстройиздат УССР. 1959. 199 с.

49. Богословский В.Н. Отопление и вентиляция. Часть II. М.: Стройиздат. 1976. 440 с.

50. Руководство по расчету воздуховодов из унифицированных деталей. А3-804. Госстрой СССР. Государственный проектный институт «САНТЕХПРОМ». М. 1979. 206 с.

51. Arnemann Michael. Energy Efficiency of Refrigeration Systems. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, Purdue. 2012. Paper 1356.

52. Kullheim, Johan. Field Measurements and Evaluation of CO2 Refrigeration Systems for Supermarket: Master of Science Thesis Energy Technology 2011:113 KTH School of Industrial Engineering and Management Division of Applied Thermodynamics and Refrigeration SE-100 44 Stockholm, Sweden. 2011. 75 p.

53. Mikhailov A., Matthiesen H.O. System Efficiency for Natural Refrigerants. ASHRAE Journal. 2013. p. 66-71.

54. Morosuk T., Nikulshin R., Morosuk L. Entropy-cycle method for analysis of refrigeration machine and heat pump cycles. Thermal Science. Vol. 10, No. 1. 2006. p. 111-124.

55. Kairouani L., Jemni N., Nehdi E. Energetic analysis of CO2/propane and CO2/propylene cascade refrigeration system. 6th IIR Conference: Ammonia and CO2 Refrigeration Technologies, Ohrid. 2015. 8 p.

56. Energy and exergy analysis and optimization studies of a CO2/NH3 cascade refrigeration system/ B. Yilmaz [and other]. 6th IIR Conference: Ammonia and CO2 Refrigeration Technologies, Ohrid. 2015. 8 p.

57. Konchad Pavan Kumar, PV Vinay, Bhemuni Varaprasad. Statistical analysis of entropy generation in longitudinally finned tube heat exchanger with shell side nanofluid by a single phase approach. Archives of thermodynamics. Vol. 37, No. 2. 2016. p. 3-22.

58. Romer S., Mosemann D., Jahn K. Universal energy efficiency evaluation method of refrigeration systems. Works of International Congress of Refrigeration, Prague. ID540. 2011. p. 1180 - 1848.

59. Shishov V. V., Talyzin M. S. Improving the energy efficiency of refrigeration plants by decreasing the temperature difference in air-cooled condensers. Thermal Engineering. 2015. Vol. 62, Issue 9. p. 652 - 655.

60. Gouy G. Sur l'energie uttilisable. Journal de physique. 1889. II, 8. p. 501 -

61. Zhang Ming. Energy Analysis of Various Supermarket Refrigeration Systems. International Refrigeration and Air Conditioning Conference, Purdue. 2006. Paper 856.

62. Stodola A. Dampf- und Gasturbinen. 6. Auflage, 1924. 1146 p.

63. Paride Gullo, Brian Elmegaard, Giovanni Cortella. Energetic, Exergetic and Exergoeconomic Analysis of CO2 Refrigeration Systems Operating in Hot Climates. 28th International Conference on Efficiency, Cost, Optimization, Simulation and Environmental Impact of Energy System, France. 2015. p. 652 - 655.

64. Timmerhaus K.D., Flynn T.M. Cryogenic Process Engineering. Springer Science+Business Media, 1989. 612 p.

65. Талызина М.С. Разработка методики определения потерь в холодильных установках энтропийно-статистическим методом и ее применение для предприятий пищевой промышленности: Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. М.: изд. МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2018. 16 с.

66. Малахов С.Б. Разработка и исследование роторного волнового криогенератора для установок сжижения природного газа: Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. М.: изд. МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2013. 16 с.

П.1 Расчета аэродинамических потерь традиционным методом расчета

Рассмотрим расчет потерь давления в сетевых элементах систем с помощью традиционного аэродинамического расчета. Коэффициент шероховатости стальных оцинкованных воздуховодов Кш=0,00015 м, плотность воздуха р=1,2 кг/м3, кинематическая вязкость воздуха и=0,000015 м2/с.

Условные обозначения, используемые в расчете:

Ьо - расход воздуха через ответвление тройника, м3/ч;

Ьс - расход воздуха через "ствол" тройника, м3/ч;

/П - площадь воздуховода в сечении "прохода" тройника, м2; - площадь воздуховода в сечении "ствола" тройника м2;

П {( )) о

F0 - площадь воздуховода в сечении ответвления тройника, м2.

Приточная система, участок 1:

• регулирующий клапан размером 450х450 мм, расход воздуха L=268 м3/ч. Местные потери давления на дроссель клапане по данным производителя ЛРмс1-1 =10,2 Па;

• участок воздуховод диаметром d=200 мм, длиной 1=0,5 м, с расходом воздуха L=268 м3/ч;

Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 1 участке:

Ьг*4 268*4

^ = = п* (0,2)2 * 3600 = 2,4 М/с

Расчетное число Рейнольдса на 1-м участке:

* ул 0,2 * 2,4

= —-1 = ^^^^ = 32000

1 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 1 участке:

/68 Кш\0,25 ( 68 0,00015\0,25

^о,11*!^) =0,11 * (з2оою + <072 3 =0'0255

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 1 участке:

уг2 * р * I, 2,42 * 1,2 * 0,5

= Я1-Л^-0,0255 * 2 * 0,2 = °,22 Па

Суммарные аэродинамические потери на первом участке: ЛРг = ЛРтр1 + ЛРмс1 = 10,2 + 0,22 = 10,42 Па

Приточная система, участок 2:

• участок воздуховода диаметром d=200 мм длиной 1=2,6 м с коленом 90°, расход воздуха L=271 м3/ч;

Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 2 участке: _12*4_ 271*4 _ = = п* (0,2)2* 3600 = 2,4 м/с

Расчетное число Рейнольдса на 2 участке:

(iо * Уп 0,2 * 2,4

Ре2 = —-1 = ^^^^ = 32000

2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 2 участке: /68 Кш\0,25 ( 68 0,00015\0,25

= 0Д1* (526800 ■+-0Т-) = 0,0255

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 2-м участке:

V?_?2 * р * 2,42 * 1,2 * 2,6 ЛРт02-2 = —7—— = 0,0255 *-——-= 1,15 Па

тр2 2 2 * а2_2 , 2 * 0,2 ,

• отвод 90° диаметром d=200 мм, расход воздуха L=271 м3/ч; Расчетные потери давления в колене 90°:

Р * ^2_12 1,2 * 2,42

ДРМс2-1 = Г 22 1 = 0,35 *-2-= 1,21 Па

Коэффициент местного сопротивления отвода 90° принят £ =0,3 [50]. Суммарные аэродинамические потери на 2 участке:

ЛР2 = ЛРмс2_г + ЛРтр 2-2 = 1,21 + 1,15 = 2,36 Па Приточная система, участок 3:

• дроссель-клапан диаметром d=200 мм с расходом воздуха L=271 м3/ч; Местные потери на дроссель-клапане ^Рмсз =11,4 Па (по данным

производителя).

• тройник на проход с переходом (конфузор) с d=250 мм на d=200 мм; Расчет тройника на проход:

L0 263

Lc 534

= 0,49

(п * rfg) 2 2

=_4_= <к = = 0 64

Fc (п * rf2) d2 0,252 0,64

¿о Рп

По полученным значениям отношений — и — определяется коэффициент

местного сопротивления проходного тройника £ =0,38 [50].

Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 3-м участке:

¿3-1*4 534*4

^ = я*^-!2 = п * (0,25)2 * 3600 = 3,0 М/с

Расчетные потери давления на трение в тройнике на 3 участке:

р * 1,2 * 3,02 ДРМсз-1 = Г 23 1 = 0,38 *-2-= 2,06 Па

• участок воздуховода d=250 мм, длиной 1=3,8 м, с расходом воздуха L=534 м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 3 участке:

(1о_? * Уо_п 0,25 * 3,0

Яе3_2 = —-— = = 50000

3 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 3 участке: /68 Кш \0,25 ( 68 0,00015\0,25

я^од1«^—) =0,11.(506800+^) = 0,0231

Уо_п2 * р * 1о_п 32 * 1,2 * 3,8

ЛРтрз-2 = —7-— = 0,0231 * о „ ^— = 1,9 Па

2 *

3-2

2 * 0,25

Суммарные аэродинамические потери на 3 участке:

ЛР3 = ЛРмс3 + ЛРМС 3_! + ЛРтр 3_2 = 11,4 + 2,06 + 1,9 = 15,36 Па

Приточная система, участок 4:

• тройник на проход с переходом (конфузор) с размера 300x250 мм на d=250 мм;

Расчетный эквивалентный диаметр прямоугольного воздуховода 300x250

мм:

4 = 1,265

N

а3 * Ь3 5

-— = 1,265 *

а + Ъ ^

0,33 * 0,253

0,3 + 0,25

= 0,3 м

Расчет тройника на проход:

274 808

= 0,3

Рп 0,25'

0,3'

= 0,7

По полученным выше значениям отношений — и — определяется

^с ^с

коэффициент местного сопротивления проходного тройника ^ =0,3 [50]. Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 4-м участке:

¿4-1*4 808*4

^4-1 =

п*йэ42 п* (0,3)2 * 3600

= 3,1 м/с

Расчетные потери давления на трение в тройнике на 4 участке:

2 1,2 * 3,12

Р * ^4-1

лРмс4-1 = Г . 1 =0,3*

= 1,74 Па

воздуховод 300x250 мм, длиной 1=5,1 м, с расходом воздуха L=808 м3/ч;

*

Расчетное число Рейнольдса на 4 участке:

* Ул_2 0,3 * 3,1

Де = -!_£ = = 62277

4 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 4 участке:

/68 Кшч0,25 ( 68 0,00015\0,25

я4_2 = о,11*(^;+-) =0,11*(б2277 + ^) =°,°22

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 4 участке:

Ул.-?2 * Р * ¿4-2 3,12 * 1,2 * 5,1

= я 2*^ = 0,022 * 2 * 0,3 = 2Д5 Па

Суммарные аэродинамические потери на 4-м участке:

ЛР4 = ЛРмс4_1 + ЛРтр 4_2 = 1,74 + 2,15 = 3,89 Па

Приточная система, участок 5:

• тройник на проход с переходом (конфузор) с размера 400x250 мм на 300x250 мм;

Расчетный эквивалентный диаметр прямоугольного воздуховода 400x250 мм:

5

^ 5 = 1,265

*

а3 * Ь3 5

= 1,265 *

а + Ь ^

0,43 * 0,253

= 0,35 м

\

Расчет тройника на проход:

281

= 0,25 = 0,7

0,4 + 0,25

проход:

1о 281

¿с 1089

0,32

^с 0,352

¿о ^п

По полученным выше значениям отношений — и — определяется

¿с ^с

коэффициент местного сопротивления проходного тройника ^ =0,2 [50].

Расчетные потери давления на трение в тройнике на 5-м участке:

р * Ук-лг 1,2 * 3,22

^Рмс5-1 = Г 25 1 = 0,2 *-2-= 1,23 Па

• воздуховод 400x250 мм, длиной 1=3,4 м, с расходом воздуха L=1089

м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 5 участке:

(1эс * 0,35 * 3,2

де = -^ ^ = 73887

5 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 5 участке:

^68 Кш\0,25 / 68 0,00015\0,25

15_2 = °Д1* + = °,П * + __) =

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 5 участке:

Ус_п2 * р * 3,22 * 1,2 * 3,4

ЛРтР5-2 = —— = 0,0211 *-——-= 1,27 Па

тр5 2 2 * йэ5 , 2 * 0,35 ,

Суммарные аэродинамические потери на 5-м участке:

ЛР5 = ЛРмс 5-1 + ^Ртр5-2 = 1,23 + 1,27 = 2,5 Па

Приточная система, участок 6:

• тройник на проход с переходом (конфузор) с размера 400х300 мм на 400х250 мм;

Расчетный эквивалентный диаметр прямоугольного воздуховода 400х300

мм:

5

^ 6 = 1,265

*

N

а3 * Ъ3 5

= 1,265 *

а + Ъ ^

0,43 * 0,33

= 0,38 м

0,4 + 0,3

Расчет тройника на проход:

Ьс 1358

= 0,2

К, 0,352 -Л = тг^гт = 0,85 0,382 ,

¿о ^п

По полученным выше значениям отношений — и — определяется

¿с ^с

коэффициент местного сопротивления проходного тройника ^ =0,2 [50]. Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 6-м участке:

1358 *4 _ = = п * (0,38)2 * 3600 = 3,3 м/с

Расчетные потери давления на трение в тройнике на 6 участке:

Р * Кб-12 1,2 * 3,32

ЛРмсв-1 = Г 26 1 = 0,2 *-2-= 1,31 Па

• воздуховод 400x300 мм, длиной 1=4,7 м, с расходом воздуха L=1358

м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 6 участке:

* 0,38 * 3,3

Яе6_2 = —-— = —= 83753

6 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 6 участке:

/68 Кш^0,25 _ / 68 0,00015^0,25

^эб'

/68 Кшч0,25 ( 68 0,00015\0,25

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 6 участке:

V¿_?2 * р * 3,32 * 1,2 * 4,7

ЛРтРб-2 = —— = 0,0205 *-о _-= 1,65 Па

тр6 2 2 * аэ6 , 2 * 0,38 ,

Суммарные аэродинамические потери на 6-м участке:

ЛР6 = ЛРмс 6-1 + ЛРтр6-2 = 1,31 + 1,65 = 2,96 Па

Приточная система, участок 7:

• отвод 450 размером 400х300 мм с расходом L=1363 м3/ч; Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 7 участке:

_17_г*4 _ 1363 *4 _ ^ = = п * (0,38)2 * 3600 = 3,3 м/с

Расчетные потери давления на трение в отводе 45°:

р * у72 1,2 * 3,32 ^Рмс7—1 = = 0,25 *-2-= 1,64 Па

Коэффициент местного сопротивления отвода 45° принят ^ =0,25 [50].

• воздуховод 400x300 мм, длиной 1=0,6 м, с расходом воздуха L=1363

м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 7 участке:

(1э7 * у7 0,38 * 3,3

де = -Л-1 = = 83753

7 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 7 участке:

/68 Кш\0,25 ( 68 0,00015\0,25

л^аи *(-+-) =а11* (85753 + ^Ж-) = 0,0205

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 7 участке:

у7-п2 * р * 17-у 3,32 * 1,2 * 0,6

ЛР = Я^,-— = 0,0205 *-о _-= 0,21 Па

тр? 2 2 * ^э7 , 2 * 0,38 ,

Суммарные аэродинамические потери на 7 участке:

ЛР7 = ЛРмс 7-1 + ЛРтр7-2 = 1,64 + 0,21 = 1,85 Па

Приточная система, участок 8:

3 Отвода 450 размером 400х300 мм с расходом L=1374 м3/ч;

Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 8-м участке:

_ 1374 *4 ^ = = п * (0,38)2 * 3600 = 3,4 м/с

Коэффициент местного сопротивления отвода 45° принят £ =0,25 [50].

• воздуховод 400x300 мм, длиной 1=1,5 м, с расходом воздуха L=1374

м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 8 участке:

(¿эЯ * Уо_п 0,38 * 3,4

де = -2_£ = = 86291

8 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 8 участке:

/68 Кш\0,25 ( 68 0,00015\0,25

я^аи *(_+_) = о,11* (86291 + ^) = 0,0204

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 8 участке:

Уо_у2 * р * 1о_7 3,42 * 1,2 * 1,5

ЛРтр8-2 = —— = 0,0204 *-о ^ _-= 0,56 Па

тр8 2 2 * аэ8 , 2 * 0,38 ,

Суммарные аэродинамические потери на 8 участке:

ЛР8 = ЛРмс 8-1 + ЛРтр 8_2 = 5,22 + 0,56 = 5,77 Па

Приточная система, участок 9:

• тройник на проход с переходом (конфузор) с 450х300 мм на 400х300

мм;

Расчетный эквивалентный диаметр прямоугольного воздуховода 450х300 мм:

5

^ а = 1,265

*

а3 * Ъ3 5

= 1,265 *

\

Расчет тройника на проход:

а + Ь ^

0,453 * 0,33

= 0,4 м

0,45 + 0,3

Ьс 1471

97

= 0,06

^ ¿о ^п

По полученным выше значениям отношений — и — определяется

¿с ^с

коэффициент местного сопротивления проходного тройника % =0,2 [50].

Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 9 участке:

_ ¿9-1 * 4 _ 1471 * 4 _ ^ = = Я* (0,4)2* 3600 = 3,2 м/с

Расчетные потери давления на трение в тройнике на 9 участке

р * Уд_±2 1,2 * 3,22

ЛРмс9-1 = Г 29 1 = 0,2 *-2-= 1,23 Па

• воздуховод 400x350 мм, длиной 1=0,9 м, с расходом воздуха L=1471

м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 9 участке:

йэ9 * Уд_2 0,4 * 3,2

дбд_2 = -= = 85968

9 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 9 участке:

/68 Кшч0,25

\0,25 ( 68 0,00015\0,25

Расчетные потери давления на трение в воздуховоде на 9 участке:

Уа-п2 * Р * 3,22 * 1,2 * 0,9

ЛРтр'-1 = Я 2*^ = 0,0203 * 2*0,4 = 0,28 Па

Суммарные аэродинамические потери на 9 участке:

ЛР9 = ЛРмс 9-1 + ЛРтр9-2 = 1,23 + 0,28 = 1,51 Па

Приточная система, участок 10: • тройник на проход 450х300 мм;

5

^ 10 = 1,265

*

а3 * Ъ3 5

= 1,265 *

\

Расчет тройника на проход:

1о 160

а + Ъ ^

0,453 * 0,33

= 0,4 м

0,45 + 0,3

Ьс 1631

= 0,09

^ ¿о ^п

^ 0,42

По полученным выше значениям отношений — и — определяется

¿с ^с

коэффициент местного сопротивления проходного тройника ^ =0,2 [50].

Расчетная скорость воздуха в воздуховоде на 10 участке:

¿ю-1*4 1631*4

= = (0,4)- * 3600 = 3,6 м/с

Расчетные потери давления на трение в тройнике на 10 участке:

Р * Кю-12 1,2 * 3,62

ДРмсю-1 = Г 2 = 0,2 *-2-= 1,56 Па

• воздуховод 400x350 мм, длиной 1=1,4 м, с расходом воздуха L=1631

м3/ч;

Расчетное число Рейнольдса на 10 участке:

^эю * ^10-2 0,4 * 3,6

де = -= = 96714

10 2 V 0,000015

Расчетный коэффициент сопротивления трения в воздуховоде на 10 участке:

¿ю-2 = 0,11*(-+ч

1э10

/68 Кш\0,25 ( 68 0,00015\0,25

{Ге + Тй:) = °,11* (96714 ■=°,0199

,ую-22 * Р*110-2 3,52 * 1,2 * 1,4 ЛРтр10_2 = я-^-= 0,0199 *--= 0,54 Па

2 * d

э10

2 * 0,4

Суммарные аэродинамические потери на 10 участке:

ЛР10 = ЛРмс ю-1 + ДРтрю-2 = 1,56 + 0,54 = 2,1 Па

мм;

Приточная система, участок 11: