Реферат: Удосконалення робочих характеристик повітряних конденсаторів аміаку за наявності неконденсованих газів

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

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

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

водяної пари (1)

і аміаку , (2)

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

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

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

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

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

3. Шорсткість внутрішньої поверхні труби не враховується.

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

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

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

7. Неконденсовані гази вільно відводяться на виході з труби.

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

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

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

Рис. 1 Конденсація пари усередині горизонтальної трубі за наявності НКГ

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

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

, (3)

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

. (4)

Значення локального коефіцієнта тепловіддачі від конденсуємої пари

(5)

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

, (6)

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

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

, (7)

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

, (8)

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

. (9)

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

. (10)