Содержание к диссертации
Введение
1. Использование водоиспарительного охлаждения для нормализации параметров микроклимата 13
1.1 Санитарные нормы параметров микроклимата рабочей зоны 13
1.2 Средства улучшения температурно-влажностых параметров воздуха рабочей зоны 21
1.3 Основные принципы водоиспарительного охлаждения 31
1.4 Совершенствование конструкций водоиспарительных охладителей 41
1.5 Теоретические исследования процессов тепломассопереноса в водоиспарительных охладителях 46
1.6 Выводы и задачи исследования 50
2. Математическое моделирование тепломассопереноса в каналах теплообменной насадки при водоиспарительном охлаждении 53
2.1 Параметры влажного воздуха 53
2.2 Идеализированная модель регенеративного охлаждения на основе балансовых уравнений 59
2.3 Уравнения энергии и переноса массы в каналах испарительной насадки 64
2.4 Модель регенеративного охлаждения и алгоритм реализации 70
2.5 Расчет работы испарительных охладителей регенеративного принципа действия 74
3. Моделирование регенеративного охлаждения осредненной математической моделью 84
3.1 Осредненные уравнения тепломассопереноса 84
3.2 Особенности определения коэффициентов тепло и массоотдачи в каналах охладителей РКВ 87
3.3 Сравнение расчетов по полной и осредненной моделям 92
4. Выявление параметров оптимизации 96
4.1 Аэродинамические сопротивления в каналах теплообменной насадки 96
4.2 Вентиляторные блоки систем охлаждения воздуха 108
4.3 Влияние геометрических параметров теплообменной насадки на эффективность работы охладителей 113
5. Оптимизация параметров охладителей водоиспарительного типа. Реализация полученных результатов 125
5.1 Алгоритм совместного решения моделей тепломассопереноса и аэродинамических сопротивлений 125
5.2 Выбор оптимальных геометрических параметров водоиспарительных охладителей 130
Общие выводы по работе 136
Список литературы 138
Приложения 152
Приложение 1. Программа оптимизации и библиотека сопутствующих программных модулей 153
Приложение 2. Акты внедрения 176
- Средства улучшения температурно-влажностых параметров воздуха рабочей зоны
- Расчет работы испарительных охладителей регенеративного принципа действия
- Аэродинамические сопротивления в каналах теплообменной насадки
- Выбор оптимальных геометрических параметров водоиспарительных охладителей
Введение к работе
Актуальность проблемы. Микроклимат на рабочем месте оказывает существенное воздействие на терморегуляцию организма человека, а в результате на умственную и физическую работоспособность.
Большую часть времени в году параметры воздуха весьма далеки от комфортных, и, следовательно, привлечение средств нормализации микроклимата является необходимым. Главными задачами устройств, используемых в жаркий период года, является охлаждение воздуха. С этой целью применяются кондиционеры, работающие на различных принципах производства холода (термоэлектрические, компрессионные, воздушные, испарительные и др.). Из общего ряда охладительных установок выделяются воздухоохладители водоиспарителыгого типа, как обладающие рядом достоинств и существенных преимуществ: они просты по конструкции и в эксплуатации, дешевы, экологически безвредны, имеют низкую потребляемую мощность и характеризуются высоким коэффициентом использования энергии.
Однако в настоящее время потенциал испарительного охлаждения использован недостаточно полно. Выпускаемые кондиционеры, как правило, базируются на прямом испарении воды в воздушный поток, направляемый в охлаждаемый объем, что приводит к переувлажнению воздуха рабочей зоны. Регенеративный принцип испарительного охлаждения, дающий самый низкий предел температур на выходе из кондиционера, в промышленном производстве практически не используется. В связи с этим возникает проблема повышения эффективности работы водоиспарительных кондиционеров, которая является чрезвычайно актуальной.
Широкому внедрению охладителей должно предшествовать теоретическое и экспериментальное изучение их работы. Исследования работы воздухоохладителей водоиспарительного типа осуществлялись в большинстве случаев на основе уравнений баланса тепла с привлечением расчета состояния влажного воздуха по і - d диаграмме. Этот подход позволяет оценить эффективность работы охладителей по холодопроизводительности и глубине охлаждения, но не отражаег динамику изменения температуры и влажности по длине испарительной насадки, что в свою очередь не дает возможности проводить выбор оптимальных в каком- либо смысле геометрических параметров воздухоохладителей.
Изложенное выше позволяет определить цель работы: повышение эффективности работы водоиспарительных воздухоохладителей посредством научного обоснования характеристик их функционирования. Мощным орудием для достижения этой цели является использование математического моделирования происходящих в результате охлаждения воздуха процессов.
Данная работа выполнялась в соответствии с планом научных работ Воронежского государственного аграрного университета по разделу 1 «Математическое моделирование режимов, рабочих органов, узлов и устройств
2 сельхозмашин» темы 18 «Построение и численная реализация новых математических моделей технологических и производственных процессов в АПК» (Гос. per. №01.96.0051704).
Для достижения поставленной цели с учетом сформулированной научной проблемы в работе предусматривается решение следующих основных задач исследования:
-
Выбор предпочтительного типа воздухоохладительных установок и определение наиболее рационального принципа их функционирования.
-
Построение математических моделей процессов теиломассоперсноса в теплообменниках водоиспарительных охладителей, а также алгоритмов их численной реализации.
-
Выявление основных факторов, определяющих эффективность работы кондиционеров.
-
Разработка оптимизационного алгоритма для определения рациональных значений управляемых параметров охладителей на основании совместного решения моделей тепломассопереноса и аэродинамических сопротивлений.
-
Формирование программного средства выбора параметров для конкретных охлаждающих установок.
Научная новизна: В дайной работе разработан алгоритм выбора оптимальных геометрических параметров теплообменной насадки охладителя, отвечающих максимальной холодопроизводительности, на основе совместного исследования процессов тепломассопереноса и аэродинамики воздуховодного тракта кондиционера. При этом:
І.Для описания тепломассопереноса в каналах теплообменной насадки впервые применялась осредненная математическая модель с численно полученными по полной модели коэффициентами теплоотдачи, охватывающими реальные расходные и геометрические характеристики регенеративных охладителей.
2. Проведен анализ влияния основных факторов на работу охладителей и выявлены параметры, рациональный выбор которых приводит к повышению эффективности работы охладителей.
3.Построена математическая модель аэродинамических сопротивлений воздуховодного тракта регенеративных охладителей.
4. Разработаны алгоритм и соответствующий программный комплекс выбора оптимальных геометрических параметров теплообменной насадки охладителя, которые отвечают максимально возможной холодопроизводительности при данных внешних габаритах и вентиляторе. На защиту выносятся:
-
Математические модели тепломассопереноса в каналах теплообменников водоиспарительных охладителей.
-
Результаты численного исследования процессов теплоотдачи на базе реализованных моделей.
3.Результаты анализа влияний различных факторов на эффективность работы кондиционеров.
-
Модель аэродинамических сопротивлений воздуховодного тракта охладителя.
-
Алгоритм оптимизации внутренних геометрических параметров теп-лообменной насадки.
Практическое значение н реализация результатов. Разработка математических моделей и алгоритма оптимизации внутренних геометрических параметров проводилась с целью промышленного использования при конструировании и создании .кондиционеров водоиспарительного типа различного назначения.
Полученные результаты даюг возможность:
-
Численно исследовать процессы тешюмассоперешеа и воздействие на их интенсивность различных параметров.
-
Создавать установки, использующие полный потенциал холодопроиз-водительности, заложенный в рациональном подборе внутренних геометрических характеристик теплообменных насадок водоиспарительных охладителей.
Результаты практической реализации и внедрения состоят в использовании математических моделей и оптимизации при теоретической проработке конструкций охладительных комплексов кабин специализированного сельскохозяйственного самолета ТУ-54 на АНТК имени А.Н.Туполева (Конструкторское бюро, г.Воронеж).
Материалы диссертационной работы используются в курсе «Безопасность жизнедеятельности» Воронежского государственного аграрного университета при выполнении курсовых и дипломных проектов студентами аг-роинженерного факультета.
Апробация результатов, выполненных по теме диссертации, проводилась на IV и V международных конференциях «Математика, компьютеры, образование» (Москва, 1997, 1998); на межрегиональной научно- пракппеской конференции молодых ученых и специалистов «Обеспечение стабилизации АПК в условиях рыночных форм хозяйствования» (Воронеж, 1997); на Воронежской весенней математической школе «Понтрягинскис чтения-VIII»: «Современные методы в теории крзеаых задач» (Воронеж, 1997); на международной конференции «Математические модели физических процессов и их свойства» (Таганрог, 1997); в Воронежском государственном аграрном университете на ежегодных научных конференциях (1997, 1998), в КБ АНТК им. А.И. Туполева, ч Воронежском государственном техническом университете на регпеналы.ом межвузорском семинаре «Моделирование процессов тепло-им;!сеооб.меиа;> (Воронеж, 1997), на Воронежской школе «Современные про-бчемы механики и прикладной математики»-(Воронеж, 1998).
Публикации. Ло теме диссертации опубликовано 10 печатных работ.
4 Структура и объем, работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, выводов, приложений. Объем диссертации: 178 страниц машинописного текста, включающих ,2 фотографии, 39 рисунков, список литературы из 140 наименований.
Средства улучшения температурно-влажностых параметров воздуха рабочей зоны
Системы кондиционирования воздуха предназначены для создания и поддержания в обслуживаемых помещениях заданных кондиций воздушной среды по температуре, относительной влажности, чистоте, газовому состоянию, давлению и скорости движения. Обязательным элементом их являются устройства, осуществляющие требуемый режим обработки воздуха, подаваемого в кондиционируемые объекты. Расчет и проектирование их основаны на общих закономерностях аэродинамики, теплотехники, термодинамики, теории автоматического регулирования. Вопросам расчета и применения установок кондиционирования воздуха посвящено достаточное количество фундаментальных работ [20,24,25,26,27,28,29,30].
При выборе устройств кондиционирования воздуха для целей нормализации микроклиматических параметров в конкретных условиях необходимо учитывать целый комплекс факторов и ограничений. К ним, прежде всего, можно отнести санитарно- гигиенические требования: те значения параметров внутреннего воздуха охлаждаемого объема (помещения или кабины), на достижение которых должна быть направлена работа таких установок. Климатические особенности и факторы внешней среды, такие как температура, относительная влажность, интенсивность солнечной радиации, скорость и направление ветра, наряду с факторами внутренней среды влияют на тепловлажностный баланс охлаждаемого объекта.
Необходимо оценивать тепловую нагрузку на объект за счет тепло-притоков различного происхождения. К примеру, определение нагрузки на кабину трактора [36, 37, 38, 39] не только диктует необходимую производительность, но и помогают в процессе конструирования конкретного аппарата выбрать наиболее рациональные решения с точки зрения уменьшения теплопритоков и снижения экономических и энергетических затрат на кондиционирование воздуха.
Кроме того, в каждом конкретном случае предъявляются специфические строительно-монтажные, архитектурные и эксплуатационные требования: ограничение объемов для оборудования систем кондиционирования воздуха, эстетическую и механическую увязку их элементов с оборудованием помешения, по возможности, снижение затрат времени на монтаж, наладку и эксплуатацию. При выборе систем кондиционирования для мобильной техники необходимо учитывать ограниченность объема, вибрации, наклон. Желательна легкость и простота переключения режимов, доступность обслуживания и ремонта.
Экономические требования предполагают эффективность использования той или иной системы кондиционирования. Важной характеристикой в настоящее время является экологичность установки.
Холодопроизводящие установки систем кондиционирования воздуха по принципу работы можно классифицировать на следующие типы: паро-компрессионные, воздушные, абсорбционные, пароэжекторные, термоэлектрические и испарительные.
Такие установки делятся на три группы. Работа первой из них связана с затратой механической энергии (компрессионные, турбодетандерные, вихревые), второй - с затратой электроэнергии (термоэлектрические), третей- с затратой тепла (абсорбционные, пароэжекторные, испарительные).
Термоэлектрические системы характеризуются простотой конструкции, малой массой и габаритами, бесшумностью, экологической чистотой, могут применяться в режиме отопления. Работы над ними особенно интенсивно проводились в 60-е годы, что объяснялось резким увеличением в тот период добротности полупроводниковых элементов. Термоэлектрические системы получают применение на объектах, где придается большое значение объему, занимаемому оборудованием [41, 24], а также на объектах, где оборудование подвергается вибрациям и должно работать в различных положениях (то есть на морских судах, и различных транспортных средствах). К недостаткам таких систем можно отнести очень большой расход воздуха через радиатор вспомогательного контура при работе в режиме охлаждения (не менее 1.4 м/с). Кроме того, капитальные вложения в термоэлектрические системы примерно в 2 раза превышают капитальные вложения в обычные системы [30]. Прохоров В.И. [31] приводит результаты технико-экономического сравнения на уровне лабораторных испытаний различных систем кондиционирования воздуха для кабин трактора. Рассматривались, в частности, кондиционер КТ-3 с фреоновой холодильной машиной, локальный термоэлектрический кондиционер НИИ автоприборов, кондиционер с воздушной холодильной машиной КДМ-1.Сравнение показывает, что удельный расход энергии на единицу холодопроизводи-тельности (кВт-ч/ккал) составляет 3 10" против 1,3-1 (Г3 для фреонового и 2,49-10"3 для кондиционера с воздушной холодильной машиной. Стоимости единицы холодопроизводительности находятся в пропорции 1 : 0,207 : 0,157 соответственно. Термоэлектрические системы выигрывают в весе и объеме.
Сдерживание внедрения таких систем обусловлено высокой стоимостью термобатарей, так как выпуск их осуществляется ограниченными опытными партиями. Со снижением стоимости термоэлектрических материалов и увеличением их производства эти системы будут широко применяться для специализированных установок малой мощности.
Высокие затраты энергии на использование термоэлектрических устройств определили преимущественное развитие парокомпрессионных холодильных машин с фреоновыми хладагентами.
Применение в последние годы алюминиевых сплавов для изготовления компрессоров позволило снизить их массу в 3 раза, предельная частота вращения увеличена с 75 до 116,5 1/с, температура кипения фреона понижена с О до -ТС В результате масса кондиционера уменьшилась в 2 раза. Один из лучших кондиционеров фирмы Diesel Kiki (Япония) имеет следующие характеристики: удельная мощность составляет 160-190 Вт/кг [32], а энергозатраты - около 1,3 кВт на 1000 Вт холодильной мощности. Однако эти кондиционеры сложны по конструкции и дороги.
Компрессорные холодильные машины наибольшее распространение в нашей стране получили в стационарных объектах, а их применение на транспортных средствах связано с большими трудностями как конструктивного, так и эксплуатационного характера. Наличие легколетучего и вредного для организма человека хладагента требует особой тщательной герметизации всей системы.
При температуре поверхности машины 40-55С, типичной для жаркого времени года, давление паров фреона в системе кондиционера может достигать 90 кПа. Герметизация вала компрессора и разъемных соединений представляет достаточно трудную задачу. Ремонт вышедшей из строя установки может осуществляться лишь в специальных мастерских при наличии вакуумной установки.
Принцип использования тепла для производства холода заложен в абсорбционных и пароэжекторных холодильных установках. Применение первых особенно перспективно в системах централизованного холодо-снабжения с использованием тепла от ТЭЦ или котельных [27]. В качестве рабочих агентов наибольшее распространение получили две бинарные смеси: аммиак- вода, вода- бромистый литий. Основным недостатком во-доаммиачной холодильной машины является токсичность и взрывоопас-ность хладагента, несмотря на целый ряд положительных качеств этого раствора. Такие установки необходимо использовать лишь в производственных условиях и располагать в отдельных помещениях. Поэтому в последнее время для целей кондиционирования больше используют вторую смесь. Во всей системе бромистолитиевой холодильной машине поддерживается давление ниже атмосферного, что вызывает необходимость надежной герметичности системы и наличия устройств для удаления проникающего воздуха. Другим серьезным недостатком этих машин является то, что раствор бромистого лития вызывает сильную коррозию обычных конструктивных материалов. Поэтому при изготовлении аппаратов приходится применять специальные материалы, что повышает стоимость оборудования. В последние время, особенно зарубежными фирмами, ведутся поиски новых растворов для их применения в абсорбционных холодильных машинах.
Использование пароэжекторных холодильных машин оправдывает себя в случаях, когда в качестве источников энергии используется теплота низкого потенциала (150 - 180С), которая в ряде производств не утилизируется, а выбрасывается в атмосферу.
Для нужд авиации, технологического кондиционирования и других целей в последние годы конструировались кондиционеры с воздушной холодильной машиной.
Расчет работы испарительных охладителей регенеративного принципа действия
В настоящем подразделе приведены различные результаты, полученные в ходе расчета по модели регенеративного охлаждения. Кроме того, иллюстрируется характер совпадения экспериментальных данных с численно полученными.
Фрагменты результатов счета по модели регенеративного охлаждения приведены в таблицах 2.5.1 и 2.5.2. Рассматривается движение по каналам со скоростями 7.03м/с по «сухим» каналам, сечения 1мм, и 2.2м/с по «мокрым» каналам (0.8мм). Мы видим, что для параметров входного воздуха tBX=40С, фвх=30% глубина охлаждения составила 16.69С, а холодопроизводительность- 1530.2 Вт. Для tBX=30С, фвх=50% эти показатели равны: глубина охлаждения 8.58С, холодопроизводительность 787.3 Вт. Отметим также, что в связи с тем, что влагосодержание воздуха в «сухих» каналах не увеличивается, его относительная влажность находится в области 75-85%, что значительно меньше, чем у охладителей прямого принципа действия. При этом, относительная влажность вспомогательного потока на выходе достигает 100%.
Адекватность модели реальным процессам тепломассопереноса, происходящим в каналах теплообменной насадки, подтверждается сопоставлением экспериментально полученных данных с расчетными. Эксперименты проводились на работающих опытных образцах регенеративных испарительных охладителей, представленных на рисунке 2.5.З., а также на опытных установках.
На графиках рисунков 2.5.4. отражено изменение глубины охлаждения в зависимости от температуры входного воздуха для пяти режимов изменения расходов основного потока воздуха (расход вспомогательного потока поддерживался неизменным). Характер совпадения значений холодопроизводительности аналогичен, так как показатель р пропорционален глубине охлаждения. На рисунке 2.5.5. иллюстрируется динамика изменения температуры в «сухих» и «мокрых» каналах, расчетная и полученная на опытной установке с внешними габаритами (0.033м.; 0.075м; 0.35м) , и также наблюдается достаточное схождение данных по эксперименту и по модели.
Перейдем теперь к анализу зависимости работы водоиспарительных охладителей при изменении различных показателей. Как видно из иллюстраций 2.5.1. и 2.5.2. , работа водоиспарительных охладителей зависит от входных параметров: температуры и влажности внешнего воздуха. Однако, эти данные являются заданными и неуправляемыми. На рисунке 2.5.6 показаны зависимости холодопроизводительности и глубины охлаждения от температуры входного воздуха. Из графиков видно, что указанные характеристики практически линейно зависят от температуры охлаждаемого воздуха, то есть при постоянной влажности наблюдается линейное увеличение эффективности испарительной насадки в зависимости от роста температуры воздуха, поступающего в охлаждающий блок. Рисунок 2.5.7 подчеркивает весьма существенную зависимость параметров работы охладителей водоиспарительного типа от Фвх- Глубина охлаждения, например, при изменении относительной влажности охлаждаемого воздуха от 20% до 70% меняется примерно в 3 раза
Как уже отмечалось в подразделе 2.2, одним из важных вопросов улучшения характеристик охладителей типа РКВ является проблема выбора соотношения между расходами воздуха по «мокрым» и «сухим» каналам испарительной насадки. Перераспределение величин расходов можно осуществить выбором геометрии воздуховодов при конструировании кондиционеров.
Если общий расход воздуха остается неизменным, а вспомогательный («мокрый») поток воздуха мал, то этот поток быстро насыщается влагой, массоперенос прекращается, и эффективность работы испарительной насадки падает. При этом полезный основной поток достаточно велик, что положительно влияет на холодопроизводительность. С другой стороны, увеличение вспомогательного потока активизирует массоперенос, хотя уменьшение основного потока сказывается на холодопроизводительности установки. Вследствие этого должно наблюдаться некоторое оптимальное соотношение расходов для достижения наибольшей эффективности работы испарительной насадки. На рисунке 2.5.8 показаны зависимости показателей эффективности At и Q от соотношения потоков воздуха, проходящего по «сухим» и «мокрым» каналам испарительной насадки.
Общий расход при этом считается неизменным, равным 400 м3/ч (или 0.11м3/с). Как видно, глубина охлаждения достаточно быстро падает по мере уменьшения доли вспомогательного потока; холодопроизводительность же имеет максимум, который достигается приблизительно при соотношении 1:4 вспомогательного потока к общему.
Как правило, геометрические габариты водоиспарительных охладителей также задаются условиями монтажа в охлаждаемом объеме, например, кабине транспортного средства. Однако известная зависимость Q и At от длины испарительной насадки существует. Графики рисунков 2.5.9 показывают однозначное увеличение обеих характеристик при увеличении длины пластин. Что объясняется условиями теплообмена между потоками воздуха через поверхность пластин.
Средствами управления работой охладителя являются внутренние геометрические параметры теплообменной насадки: сечение «сухого» канала 2-h, сечение «мокрого» канала 2hc и «живое» сечение (или пропускная способность) решетки f. Вариацией этих параметров можно добиться наилучших показателей холодопроизводительности и глубины охлаждения при данных, фиксированных габаритах охлаждающей установки и характеристике вентиляторного блока. Подробно вопрос зависимости показателей эффективности от геометрических параметров теплообменной насадки рассмотрен в подразделе 3.1.
Аэродинамические сопротивления в каналах теплообменной насадки
Основными факторами, влияющими на эффективность работы водоиспарительных охладителей, являются: параметры внешнего воздуха (температура, влажность), которые для данной климатической зоны являются неуправляемыми; расход воздуха, определяемый типом вентиляторного блока и сопротивлением воздуховодного тракта (является зависимым фактором); геометрические параметры (длина пластин насадки, сечения каналов, пропускная способность решетки). Если геометрические габариты кондиционера фиксированы, то вариация пропускной способности решетки и сечения каналов - это основное средство повышения эффективности работы охладителей. В подразделе 4.3 обосновывается правомерность поиска оптимальных геометрических параметров, максимизирующих холодопроизводительность.
Следствием геометрических параметров являются вторичные показатели: расход и глубина охлаждения, значение которых непосредственно определяет холодопроизводительность установки.
Зависимость значения холодопроизводительности от расхода воздуха в сухих каналах и глубины охлаждения уже отмечалась в предыдущих разделах. Величина расхода при фиксированных характеристиках вентилятора (о характеристике вентилятора см. пункт 4.2) зависит от сопротивлений воздуховодного тракта, отражающих его геометрические особенности: длину и сечение каналов, специфические развороты, сужения, расширения. Учет сопротивлений и связанных с ними потерь напора в каналах воздухоохладителя приводит к необходимости рассмотрения особенностей движения воздуха в системе теплообменной насадки.
При своем движении в системе каналов теплообменной насадки, поток воздуха встречает два вида сопротивлений: сопротивление трения, вызывающее потери напора по длине канала, и сопротивления различных фасонных частей конструкции, на которые приходятся местные потери напора (потери напора на местных сопротивлениях).
Хорошо известно [88, 89, 90, 92], что потери напора при движении потока в каналах существенно зависят от режима течения, определяемого соотношением сил инерции и вязкости в потоке. Режим движения потока в каналах зависит от безразмерного показателя- числа Рейнольдса Re, которое учитывает основные факторы, определяющие это движение: среднюю скорость V, м/с , кинематическую вязкость v, м /с обобщенный диаметр cL м : Re = У-4//v. (4.1.1)
Характеристика сечения канала- обобщенный (эквивалентный, гидравлический) диаметр для плоских каналов, имеющих место в испарительной насадке, определяется по формуле: Dr= 4-Р/ П=2-h- / (h + 5) « 2-h, (4.1.2) где Р-площадь поперечного сечения, м2, П- периметр сечения, м, Ь-сечение канала, м, 5- высота канала, м.
Число Рейнольдса, при котором происходит переход от одного режима движения к другому, называют критическим (Re ). Критическое число Рейнольдса зависит от условий входа в канал, шероховатости стенок, отсутствия или наличия первоначальных возмущений в потоке и др. Вопрос о величине Re,cp подвергался тщательному теоретическому и экспериментальному изучению, но до сих пор не получил достаточно полного решения. Наиболее часто в расчетах принимают значение близкое к 2000: Re =2000 [88, 89], ReKp-2320 [92], Re =2300 [93] , отвечающее переходу движения жидкости из турбулентного режима в ламинарный.
Потери давления по длине канала постоянного поперечного сечения вычисляются по формуле Дарси-Вейсбаха [88]: по каналам, м /с; V коэффициент гидравлического трения (безразмерная величина), учитывающий форму поперечного сечения канала.
Сопротивление движению парогазовой смеси по каналам при ламинарном режиме обусловлено силами внутреннего трения [6, 88], появляющимися при перемещении одного слоя газа относительно другого. Силы вязкости пропорциональны первой степени скорости потока. Коэффициент гидравлического трения при этом режиме зависит только от числа Re и, как было указано выше, учитывает форму поперечного сечения канала
С учетом выражения для X при Re 2000 и р = 1.13 потери давления на трение При увеличении числа Re начинают преобладать силы инерции, пропорциональные квадрату скорости. При этом возникает турбулентное движение, характеризующееся появлением поперечных составляющих скорости, вызывающих перемешивание во всем потоке. Это приводит к резкому возрастанию сопротивления движению. При прохождении воздуха через насадки рассматриваемого нами типа возможно существование переходного режима течения, характеризующегося значениями Ке е [2000; 4000]. В этом случае коэффициент гидравлического трения для каналов круглого сечения принимает следующие значения [88]
Поправка, учитывающая форму поперечного сечения в нашем случае, то есть для прямоугольных каналов, к = 1.1.
Нелинейное приближение табличных данных позволяет получить аналитический вид коэффициента гидравлического трения для плоских каналов, более удобного для использования в численном эксперименте
Соответствие предпоследней формулы табличным значениям А отражено на рисунке 4.1.1.
В местных сопротивлениях всегда происходит перестройка поля скоростей и образование на границах потоков вихрей, что требует затрат энергии. Таким образом, течение воздуха через местные сопротивления всегда сопровождается потерями давления. Для определения потерь давления на местное сопротивление пользуются формулой Вейсбаха [89, 93]
Геометрия воздуховодного тракта систем РКВ (см. пункт 1.4) предполагает наличие следующих местных сопротивлений.
Потери давления при внезапном сужении при входе общего потока в систему «сухих» каналов и вспомогательного потока в систему «мокрых» каналов определяются по формуле
Выбор оптимальных геометрических параметров водоиспарительных охладителей
Алгоритм оптимизации реализован в виде библиотеки программных модулей. Программа CHENAL содержит ввод данных, алгоритм оптимизации, описанный в 5.1. и вывод результатов оптимизации. Из этой программы происходит вызов вспомогательных процедур, содержащихся в других модулях. Процедура, реализующая полную математическую модель и определяющая коэффициенты теплоотдачи, находится в RKV_ALF. Модель аэродинамических сопротивлений и решение нелинейной системы для определения расходов воздуха в каналах по геометрическим параметрам реализуются модулями NEL_S1S, THE_FUNCTIONS, MODEL. В модулях DEF_CTV, CTVJNEL определяются глобальные константы, типы и переменные.
Реализация описанного в предыдущем пункте алгоритма позволит для конкретной охладительной установки с заданными внешними габаритами и фиксированным вентиляторном блоком определить геометрические параметры теплообменной насадки, дающие максимум холодопроизводительности.
Проиллюстрируем выбор оптимальных параметров теплообменной насадки охладителя регенеративного принципа действия на основе описанного в подразделе 5.1 алгоритма. В качестве исходных параметров внешнего воздуха примем значения tBX=40C, (рвх=30%. Охладители регенеративного принципа действия могут охладить воздух до температуры точки росы tOT которая определяется по формуле (2.2.7) и равна в нашем случае 19.24С.
Характеристика выбранного вентиляторного блока, задающая зависимость напора от расхода, определяется по формуле APB = 306-3758.4-G -101.4-G, (5.1.1) где G- общий объемный, секундный расход воздуха (M3/с), И иллюстрируется на графике 4.2.2 при п=366.5] 1/с. При определении оптимума, расход основного потока воздуха ограничивался величиной З00м3/ч, обеспечивающей ламинарность потока и достаточную глубину охлаждения.
Геометрические габариты выбранной для оптимизации установки составляют: вертикальный размер = 0.102 м; горизонтальный = 0.575 м. Длина пластин испарительной насадки = 0.26м, сечение пластин образующих каналы составляет 0.00075м.
Результатом счета по алгоритму является оптимальная точка: сечение «сухого» канала hi =0,0015м; сечение «мокрого» канала h2 =0,0015м; «живое» сечение решетки f=0,25.
Максимальное значение холодопроизводительности Q=1364BT. Глубина охлаждения составляет At=15.01C, расходы по каналам при данной оптимальной геометрии следующие: расход вспомогательного потока, движущегося по «мокрым» каналам равен GB=102 м /ч, расход основного потока, определяющего холодопроизводительность и направляемого в охлаждаемый объем равен G=297 м3/ч. Скорости в каналах составили 1.47 и 5.65 м/с соответственно для указанных расходов.
Энергетическая характеристика рассматриваемого вентилятора (рис.4.2.2) дает следующие значения. При общем расходе воздуха 399 м /ч вентилятор потребляет 60 Вт. Это подтверждает отмеченный в пп.2.1 высокий коэффициент использования энергии (КИЭ) воздухоохладителей водоиспарительного типа: К=27.73 .
Отметим достаточно тонкий момент, связанный с выбором вентиляторного блока. На рисунке 5.2.2 изображены характеристики различных вентиляторов, а в таблице 5.2.1. соответствующие им оптимумы. Входные параметры такие же, как для предыдущего примера.
Таким образом, при выборе вентилятора необходимо учитывать предпочтительность таких характеристик, которые обеспечивают достаточный напор воздуха при большом сопротивлении воздуховодного тракта охладителя и позволяют поддерживать нужный расход при узких каналах теплообменной насадки.
Для климатических характеристик U=30C, фвх=50%, соответствующих зоне умеренного климата, ниже приведены оптимальные геометрические, расходные и прочие параметры: сечение «сухого» канала hi =0,0017м; сечение «мокрого» канала h2 =0,0015м; «живое» сечение решетки f=0,225.
Максимальное значение холодопроизводительности Q=711BT. Глубина охлаждения составляет At=7,85C, расходы по каналам при данной оптимальной геометрии следующие: расход вспомогательного потока GB=123 м3/ч при скорости 1.82м/с, расход основного потока G=296 м3/ч. Скорость в «сухих» каналах составила 5.55 м/с. При общем расходе воздуха 429 м3/ч вентилятор потребляет 63 Вт. Коэффициент использования энергии КЭИ=11.29.
Перейдем теперь к анализу результатов оптимизации конкретного опытного образца охладителя регенеративного принципа действия. Имеющийся охладитель дополняется вентилятором с характеристикой, отраженной на рисунке 4.2.1. Соответствующие ему размеры и параметры приведены в таблице 5.2.2.