Введение к работе
Актуальность. Для создания микроклимата на транспортных средствах (автомобилях) в основном используются парокомпрессиониые холодильные установки. Особые условия роботы автомобильного кондиционера значительно отличают работу его холодильной установки от малых машин и битовых кондиционеров. К их числу относятся: большие скорости воздуха в живом сечении конденсатора - 10...15 м/с; большая степень перегрева пара
X = 1,3...1,5; высокие температуры конденсации - 50...65 С; ограничение ширины - глубины конденсатора - 25...30 мм и др. Ограниченное пространство на транспортных средствах требует применения эффективных, компактних и легких теплообменных аппаратов.
Одним из наиболее распрестраьентіх типов труб при изготовлении ко»/. пактньк теплообменных аппаратов является плоскоовальиая труба с внутреї ними перегородками (ПОТ) и без них. Шюокоовальние трубы с внутренними перегородками в основном используются для изготовления теплообменников змеевикового тина, а гладкие - для теплообменников коллекторного типа.
Широкое внедрение плоскоовальных труб при изготовлении теплообменных аппаратов сдерживается отсутствием методики расчета их тепловых ч гидравлических характеристик, необоснованностью выбора геометрических параметров внутренних каналов и др.
U2iIfc_i!_SEaa.iil!_H2S3&
Поставленная цель реализорывалась путей решения следующих задач:
1. Исследование закономерностей теплообмена и гидравлики в воздуш
ном конденсаторе из ПОТ:
в зонэ ебтае. перегрева пера;
конденсации перегретого пара;
конденсации насыщенного пара;
переохлакдения конденсата.
2. Разработка на базе сопоставительного анализа известных экспери
ментально-теоретических исследований методики раската процесса теплооб
мена.
Нау/о<ая_новиэна. Приведены результаты экспериментального исследования процесса конденсации в ШГ фрвонов R 22 и R 134а при изменении ^ массовой скорости двухфазного потока в диалазоме ffl- = 20...700 кг/(м*:с), плотности теплового потока (L = 3000...35000 Вт/м .
Определены гранмцы режимов течения двухфазного потока при кондекса-
циі: в ПОТ.
Получены новые критериальные зависимости, определяющие интенсивность теплообмена при конденсации от паросодержания потока.
Предложена зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации пер 'ретого пара, которая подтверждена экспериментальным путем.
Разработана методика позонного расчета воздушного конденсатора, реализованная на ЭЦВМ.
По теме диссертации получено положительное решение ВНИИГПЭ по заявке на изобретение.
Практическое.значение. Разработанная методика расчета позволяет проводить структурный анализ процесса теплообмена в воздушном конденсаторе. Разработаны перспективные конструкции конденсаторов, на которые получены положительние решения ЖШГПд.
' &бЛ*ІЯб_Е?3.У.5к?.атов. Результаты научных исследований, выполненных в диссертационной работе, применены в разработках НТЦ ПО "АвтоВАЗ".
Автор защищает:
результаты экспериментальных исследований теплообмена и потерь давления при конденсации R 22 и R 134а в ПОТ;
методику определения границы режимов течения при конденсации фреонои; ,
расчетные формулы для коэффициента теплоотдачи и потерь давления при конденсации насыщенного пара в ПОТ;
зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации перегретого пара;
методику теплового и гидравлического расчета воздушного конденсатора.
АпЕ25ёЦия_Е521Ц. Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обоуждалиоь на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава и научных работников С.-Петербургского ордена Трудового Красного Знамени технологического института холодильной промышленности (Ленинград, 1991 г.) и Одесского ТЛХП (Одесса, 1989 г.).
Публикации. По материалам диссертации опубликована I печатная работа. Готовится к публикации статья в № І 1993 г. журнала "Холодильная техника". Получено положительное решение ШИМГЛЭ по заявке на изоорета-ние » ШЗ921/06
Кроме того, основные результаты работы отражены в 2 отчетах о научно-исследовательской работе.
Ст2уктура_и_о&ъем_работу. Работа состоит из введения, 8 глав, выводов и приложения, Изложена на 158 страницах машинописного текста, содержит 49 рисунков, 2 таблицы и 12 страниц приложений. Список литературы включает 109 наименований.
Обзор экспериментальных работ показая, что исследованием возлуиіих конденсаторов для малых холодильных малин в пашой стране занимались Аверин Г. В., Вермаїї Я. Л., Бурков В.В., Гопич СР., Емельянов A.JU, vina-нов О.П., Манькочский О.Н.
В последние годы в СҐЮТШП проводятся комплексные исследования транспортных кондиционеров. С участием автора проведены сравнительные исследования воздушных конденсаторов из ПОТ в составе транспортного кондиционера. В результате обработки экспериментальных данных показано существенное влияние массовой скорости потока хладагента на коо^фиционт теплопередачи, подтверждающее необходимость исследования теплообмена при конденсации его внутри каналоЕ.
Следует отметить значительное влияние на массогабаритные характеристики конденсатора зони сбива перегрева и зоны переохлаждения жидкости. Исследования показали, что зона сбива перегрева в воздушном конденсаторе транспортного кондиционера в зависимости от степени перегрева пара занимает 15...20 %, зона конденсации перегретого пара - 4...5 % л зона переохлаждения конденсата в зависимости от степени переохлаждения 10...15 % общей поверхности воздушного конденсатора.
Учитывая перечисленные особенности, применение известных методш: расчета воздушного конденсатора представляется невозможным из-за значительного изменения плотности теплового потока и температуры воздуха на выходе из конденсатора по зонам.
В работе предложен позонный метод расчета воздушного конденсатора, основанный на уравнении сохранения анэргии и закона Ньютона-Рихмана для элементарного участка
fQt-Ft-oCi (tt-tcr),
(і)
[Qi-Fi-oa^.[tcr-(t(^tr;/2],
Дня решения системы (I) использовано уравнение теплового баланса по воздуху
Заменив в уравнении (2) массовый расход \У на произведение массовой скорости на живое сечение теплообменника, получим уравнение
Учитывая, что соотношение F*«/F = Q. справедливо для всех воздушное конденсаторов» получим
Qi-C-Cp-mi.Fito*-tib; . <»
Из решения (I) и (3) получим, что
t- - Qi [< ^t.ap-y^i+c^i.cp./2CCPmfj] (4)
Формула (4) обеспечивает расчет полной поверхности конденсатора во всех зонах
F в Fn + Fk-ji.^F* + Fn.o
где гп , Fro , Рк и Fn.o.- являются суммой эпементарных поверхностей в каждой зоне.
іиіализ формулы (4) показал, что основным фактором, влияющим на расчетную поверхность, является соотношение ot.ni/c(. . Из-за наличия больших массовых скоростей воздуха в живом сечении конденсатора значения приведенного коэффициента теплоотдачи ее стороны воздуха значительно раот;. г, при этом возникает необходимость в интенсификации теплоотдачи со сторони хладагента.
для реализации предложенной методики расчета воздушного конденсатора из ПОТ необходимо комплексное исследование процессов теплообмена, происходящих в воздушном конденсаторе транспортных средств, т.е. исследование процесса конденсации насыщенного и перегретого паров, сбива перегрева пара и переохлаждения конденсата. Кроме того, необходимо выяснить влияние калачей и начальных участков шлангов (элементов) на тепло-гидраыические характеристики воздушного конденсатора.
Обзор литературных данных по конденсации насыщенного пара в горизонтальных трубах и узких каналах выявил, что в области расслоенного течения двухфазного погока имеются работы Нуссэльта В., Чэддока Д., Чейто Д., Ширяева Ю.Н. и др. В области гомогенного течения потока работы Бойко Л.Д., Кружилша Г.Н., Ананьева Е.Н., Консетова В.В., Гопина СР. и др. Рассмотрены работы, посвященные исследованию конденсации на раб-рьатнх поверхностях - Азер Н.Э., Рязанов 0.11., Карху В.А., Тимофеево-кийА.Л. и др. Кроме того, проведен обзор работ, посвященных проблеме
конденсации перегретого пара (Баттерворс Д., Миропольский З.Л., Пути-лин С.А.) и иссждовшого потерь давления в различных режимах течения двухфазного потока (Лванов О.П., Мамченко В.О., Бойко Л.Д. и др.).
Из обзора и анализа литературных данных можно сделать следующие выводы:
не исследован вопрос определения границ режимов точения при конденсации в горизон.альных ПОТ, имеющиеся рекомендации применимы только для круглых труб;
отсутствуют зависимости для расчета коэффициента теплоотдачи и потерь давления в ПОТ. Расхождение между значениями коэффициента теплоотдачи, рассчитанными iio литературным данным, достигает 250 %;
имеющиеся расчетные зависимости для определения коэффициента теплоотдачи при конденсации перегретого'пара противоречивы.
Для решения перечислен?"» проблем создан экспериментальный стенд, который состоит из закпытого контура термосифона, водяного контура, системы термостатирования и измерительной части.
Контур термосифона состоит из парогенератора, пароперегревателя, предконденсатора, экспериментального конденсатора, постконденс"тора и мерной емкости.
Руководствуясь решениями Монреальского соглашения, в качестве рабочего вещества выбраны относительно безопасный R 22 и предполагаемый заменитель R 12 - R 134».
Экспериментальные конденсаторы были изготовлены из круглой, гладкой плоскоовальной и многоканальной трубок. При определении расстояния между внутренними перегородками в многоканальной трубе использовалась формула, предложенная Хижняковьш СВ.-, для расчета расстояния между конденсатоотвод'їьіми ребрами на горипнгагъных трубах = f*3T/Ск .
Получено, что расчетное расстояние между внутренними перегородками для R 22 и R 134а при -tn>40 С составляет 3...4 мм. С учетом потерь давления было-выбрано расстояние 4 мм.
Для проверки работоспособности стенда первоначально на нем была установлена крі.'лая труба диаметром 18x1,5 мм. Результаты экспериментов хорошо согласуются с расчетами по формуле і.уссел'та (линия 2, рис. I).
На втором этапе на стенде была установлена гладкая ПОТ 3x21 мм, изготовленная из круглой трубы диаметром 18x1,5 мм. исследование полной конденсации насыщенных паров R 22 показало, что зависимость коэффициента теплоотдачи от массовой скорости двухфазного потлка условно можно разделить' на три зоны (линия І). В зоне расслоенного течения потока при одинаковых CL (flfl <Г 40 кг/(м -с)) коэффициент теплиотдачи примерно в 1,9 раза меньше, чем б круглой трубе с аналогичной поверхностью тепло-
обмена. Результаты экспериментов обобщаются зависимостью с погрешностью
Малое значение коэффициента теплоотдачи в зоне расслоенного течения объясняется тем, что нижняя поверхность овальной трубы занята донным конденсатом и практически исключена из теплообмена.
Вторая зона при 40<С ТП < 115 кг/(м -с) соответствует переходному режиму. Рост толщины планки в данной зоне компенсируется образованием волн на поверхности пленки.
Как видно на рис. I при її\у 115 кг/(м -с) коэффициент теплоотдачи растет, что связано с переходом на кольцевое течениь потока со срывом конденсата.
Обоощение экспериментальных данных при частичной и полной конденсации R 22.позьолило с погрешностью +Ъ % предложить критериальную зависимость для расчета коэффициента теплоотдачи
На рис. I также пул ведены значения коэффициента теплоотдачи в вертикальном положении основних таплообменных сторон овальной трубы (линия 3). видно, что в исследованной области опытные значения коэффициента теплоотдачи соответствуют расчетным значениям по формуле Нуссельта для вертикальных поверхностей (линия 5, рис. I) ив 1,5 раза больше, чем в круглой трубе с аналогичной поверхностью или в 2,4 раза больше, чем в плоском положении гладкой овальной трубы. Это объясняется тем, что образовавшийся конденсат стекает по вертикальной стенке на нижнюю часть овальной трубы и образует донный ручей, который исключает из теплообмена меньшую поверхность, чем в других случаях.
Сравнение опытных данных с данными других авторов показало, что для определения границ режимов течения двухфазного потока для конкретного хладагента и при определенной температуре можно использовать массовую скорость потока. Так установлено, что для R 22 при tm < 40 кг/(м -с) наблюдается расслоенное течение, а при |Т\ ^> НО кг/(м -с) - кольцевое течение со срывом конденсатной пленки.
Кроме этого обнаружено, что для определения границ режимов течения при конденсации различных хладагентов в ПОТ можно использовать критерий, предложенный Кутагяладзе G.C.
Установлено, что для гладісих ПОТ границы режимов тачония составляют; К< 1,6 - расслоенное -течение; 1,и< К < 4,8 - псролодішй рв-жич; 1< > 4,В - кольцевое течение со срывом конденсата.
При конденсации в НОТ' с внутренними перегородками кольцевое точение со срывом конденсата начинается при (< ,>8/1 .
Исследования конденсации в многоканальной трубо показали, что наличие внутренних перегородок интенсифицирует теплообмен по сравнению с гладкой овальной трубой в 1,8 раза. Штенсификация теплоотдачи объясняется стягиванием конденсатной пленки в углы в каждом канале под воздействием сил поверхностного натяжения и отеканием конденсата по внутренней перегородке.
Так же как и в овальной трубе процесс конденсации насыщенного -пара условно ножно разделить на три зоны (рис. 2). В зоне расслоенного течения ( УЇ1< 40 кг/(м -с)) для расчета коэффициента теплоотдачи с погрешностью 4_10 % может бить рекомендована зависимость, предложенная Гопи-ным СР.
сг-о^ь.^.Г'". , го
Начало зони кольцевого течения со срывом конденсата значительно задерживается иэ-эа наличия прямих углов в многоканальной плоскооааль-ной труба и для R 22, и R 134а соответственно массовая скорость поставляет 200 и 170 кг/(м2-с).
Учитывая большое влияние паросодержания потока на значения коэффициента теплоотдачи при конденсации хладагентов (рис. 3), при выводе критериальных зависимостей для его расчета зони конденсации насыщенного пара разделена на пять участков:
к./
(Ь)
при х> 0,9 Nib-M-Re, (<-xJ . Pt* ,
при 0.75 < X < 0,У Nu, =-3,5 Ref -МГ" \>г^-Уег; (У)
яри 0.25 <х< 0.% Nu.*27-^Ti^Th0''- We" (10)
приО.І<Х< 0.2b Hu^mhTi^P1^^ <">
при X гДй WC - учитывает влияние сил поверхностного нитяжения на теплооб На экспериментальном стенде также исследовались процессы теплообмена в зонах сбива перегрева, конденсации перегретого пара и в зона переохлаждения конденсата. Опытные данные по ос при конденсации перегретого пара хорошо согласуются с данными Гіропольского З.Л. и противоречат Баттервор-су Д. и Цутилину С. А. (рио. 4). Для обобщения опытных данных по теплообмену при Koi денсации перегретого пара рассмотрена принципиально новая модель процесса: конденсация пара хладагента начинается, когда температура стенки трубы становится меньше температуры насыщения. При этом происходит сбив перегрева пара в пограничном слое и конденсация его, а образовавшийся ранее конденсат уносится ядром почока - паром. В конце процесса образуется тонкий слой конденсата на поверхности трубы. Для расчета коэффициента теплоотдачи предлагается зависимость: cl=[otn{U-t4)+d*(U-U)]/(i*-U) , (із) o/>(^H/tyt(tn-t*XoH-o(n)] , (I4) . где (Хн - определяется по формуле (8) при X = 0,95. Экспериментальные исследования подтвердили работоспособность предложенной модели. В зоне переохлаждения жидкости режим турбулентного течения наступает при Re = 6000, что совпадает с выводами для щелевых каналов, изложенных в работе Мамченко В.0. Для расчета коэффициентов теплоотдачи в зоне сбива перегрева пара и переохлаждения конденсата рекомендуются формулы для теплообмена при вынужденном движении внутри труб и каналов. Для учета влияния начального участка в шлангах воздушных конденсаторов на теплообмен предлагается ввести поправку: - для определения длины начального участка - участка стабилизации f нлч = 40d? , (15) - для расчета коэффициента теплоотдачи в начальном участке Nu„*||iu,(4+ 5d/x) , <Іб) гДв X /" 0|02 м - длина грубы от начала входа. Большая часть работы посвящена исследованиям потерь давления.в ПОТ и калачах воздушного конденсатора. На рио. 5 приведена зависимость потерь давления от массовой скорости хладагента при полной конденсации R 22 и R 134а в многоканальных ПОТ. Сравнение опытных и расчетных значений потерь давления показало, что при кольцевом течении со срывом кондонсата и О, > 25000 Вт/м для расчета потерь давления можно рекомендовать формулу, предложеннув по гомогенной модели дР« ^V/ft-d. (17) В зоне переходного режима коэффициент грения не зависит от числа Рейнольдса и для исследуемых каналов составляет для R 22 -|- = 4,65-10 . При этом для расчета потерь давления используется формула (17). Для расчета потерь давления в змеевиковом воздушном конденсаторе необходимо учитывать влияние паросодержання на перепад давления (рис. 6). Сравнение расчетных и опытных данных показало, что при 0,< 16000 Вг/м и ПУ 200 кг/(м^-с) для расчета.потерь давления молі.о рекомендовать формулу Ыамченко 3.0. При изучении влияния радиуса изгиба калачей змеевика на потери давления были исследованы змеевики из многоканальных ПОТ. Установлено, что потери давления от радиуса изгиба практически не зависят, для расчета может быть рекомендована зависимость: лР-(4+5)лР,Р„,, где Дгпрки. - определяется в зависимости от длины калача. В результате обработки и анализа экспериментальных данных была разработана программа для расчета воздушного конденсатора, в которой использован метод итерационного вычисления. Он заключается в том, что задается шаг по температуре ц однофаэноЯ области и по паросодержаниіо в зоне паро-жидкостного потока. В зависимости от температуры и паросодержания хладагента вычисляется коэффициент теплоотдачи со стороны хпадагента по предложенным в работе формулам. Длт пасчета теплообменной поверхности используется формула (4). После ..вхождения длины элементарного участка определяются потери давления на прямых участках и в калачах конденсатора. Программа определяет количество шлангов (элементов) и гаоаритные размеры конденсатора. Созданная программа позволяет проводить критический анализ существующих конструкций и предложить новые конструкции компактных конденсаторов из ПОТ. Сравнение расчетного конденсатора а серийно выпускаемыми показало, что расчетный конденсатор занимает в 1,8 раза меньший объем, чем АРСТ-376 и АвтоЗАЗ, и в 1,2 раза меньший, чем Санден при производительности конденсаторов 4,5 кВт.
мен.