Содержание к диссертации
Введение
1 Методы расчета турбулентных течений в теплообменных и газодинамических аппаратах 20
1.1 Анализ методов расчета турбулентных течений при смешении потоков и теплообмене 21
1.2 Анализ методов моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов 34
1.2.1 Методы моделирования теплообменных аппаратов 34
1.2.2 Модели вихревых аппаратов 39
1.2.3 Модели струйных аппаратов 49
1.3 Учет фазовых переходов в расчетах теплообменных и газодинамических аппаратов 53
1.3.1 Учет фазовых переходов в теплообменных аппаратах 54
1.3.2 Учет фазовых переходов в вихревых аппаратах 58
1.3.3 Фазовые переходы в струйном аппарате 60
1.3.4 Фазовые переходы в технологических процессах железнодорожного транспорта 62
1.4 Постановка задачи моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов с учетом фазовых переходов рабочего тела . 69
2 Аналоговое моделирование газодинамических аппаратов с помощью технических идеальных элементов 72
2Л Обоснование метода непрямой аналогии между турбулентными пульсациями и процессами в цепочке идеальных турбокомпрессоров..., 74
2.2 Программный комплекс для автоматизированного моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов .. 80
2.3 Аналоговое моделирование вихревого эффекта 84
2.3.1 Моделирование работы прямоточной вихревой трубы 84
2.3.2 Моделирование работы противоточной вихревой трубы 92
2.3.3 Аналоговое моделирование реверса вихревой трубы 99
2.3.4 Моделирование работы вихревой трубы с дополнительным потоком 104
2.3.5 Учет фазовых переходов при расчете вихревой трубы 109
2.4 Аналоговая модель сепарационного циклона... 116
2.5 Аналоговая модель эжектора 123
2.6 Аналоговая модель процесса конвективного переноса
тепла в теплообменнике с учетом фазовых переходов 134
2.7 Выводы по главе 136
3 Экспериментальное исследование теплообменных и газодинамических аппаратов 138
3.1 Экспериментальное исследование сепарационного циклона при озвучивании его внутренней полости акустическими колебаниями 138
3.2 Экспериментальное исследование эжекторов различных типов ... 146
3.3 Исследование работы вихревой трубы при различной влажности сжатого воздуха 151
3.4 Определение коэффициента теплоотдачи барботажного аппарата при интенсификации процесса акустическими колебаниями 161
3.5 Выводы по главе 172
4. Моделирование сложных теплотехнических устройств и процессов 174
4.1 Модель измерителя влажности сжатого газа на основе вихревых труб 175
4.2 Модель конденсационной установки для осушения сжатого газа 184
4.3 Модель процесса пропарки цистерны 190
4.4 Модель установки для разогрева и слива остатков нефтепродукта из цистерны без обводнения 199
4.5 Модель прохождения сжатого воздуха по тормозной системе подвижного состава с учетом выпадения конденсата 208
4.6 Выводы по главе 226
5 Экономический аспект внедрения результатов диссертации 229
5.1 Внедрение микрохолодильника на основе вихревой трубы для охлаждения электронного шкафа станка с ЧПУ 230
5.2 Комплекс газодинамических устройств для осушения и контроля влажности сжатого воздуха, подаваемого в тормозную систему вагонов 242
5.3 Отсос остатков нефтепродуктов из цистерн после слива по энергосберегающей технологии 257
5.4 Выводы по главе 263
Заключение 266
Список использованных источников
- Анализ методов моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов
- Программный комплекс для автоматизированного моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов
- Экспериментальное исследование эжекторов различных типов
- Комплекс газодинамических устройств для осушения и контроля влажности сжатого воздуха, подаваемого в тормозную систему вагонов
Введение к работе
При техническом обслуживании, ремонте и эксплуатации подвижного состава нашли применение различные газодинамические аппараты, такие как эжектор, сепарационный циклон, вихревая труба, и различные теплообменники (испарители, конденсаторы), в которых протекают сложные процессы тепломассопереноса. На этапе проектирования этих аппаратов необходимо многократно просчитывать их характеристики с целью оптимизации режимных параметров.
Для оценки их эффективности используются либо сложные математические модели, либо эмпирические формулы ограниченной области применения. Применение существующих методов расчета часто оказывается неприемлемо либо по времени счета, либо по точности при выходе за границы области применения.
Процессы тепломассопереноса протекают и в самих элементах конструкции подвижного состава, например в автоматических пневмотормозах, которые также представляют собой разнообразные газодинамические аппараты.
Наиболее сложной проблемой при анализе эффективности газодинамических аппаратов является расчет протекающих в них процессов тепломассопереноса с учетом фазовых переходов. Для таких процессов используются, как правило, эмпирические соотношения, справедливые для узкой области режимных и конструктивных параметров.
Вместе с тем создание простых инженерных методик расчета процессов тепломассопереноса в различных газодинамических аппаратах позволит выявлять опасные режимы их работы, оптимизировать их режимы, оперативно оценивать эффективность различных конструктивных схем с газодинамическими аппаратами на этапе разработки новых устройств или технологий.
Актуальность расчета процессов тепломассопереноса в тормозной системе подвижного состава с учетом фазовых переходов объясняется увеличением браков по автотормозам в зимние месяцы на 7 — 13 % по сравнению с летними месяцами. Одной из причин увеличения браков по автотормозам в зимние месяцы является отсутствие системы осушения сжатого воздуха на большинстве типов локомотивов, и, как следствие этого, замерзание конденсата в пневмомагистрали и воздухораспределителях тормозной системы вагонов. Расчет процессов тепломассопереноса в тормозной системе подвижного состава с учетом фазовых переходов позволяет установить требования к сжатому воздуху, подаваемому в тормозную магистраль, обосновать необходимость его осушения и контроля влажности, выявить места возможного замерзания конденсата по длине подвижного состава.
Наиболее энергоемкими технологическими процессами при техническом обслуживании грузовых вагонов являются процессы пропарки цистерн в зимнее время на промывочно-пропарочных станциях (ППС). Расчет эффективности существующих технологических процессов и новых разрабатываемых, способных экономить энергоресурсы, также является актуальной задачей.
Таким образом, актуальность создания инженерных методик расчета процессов тепломассопереноса диктуется задачами ресурсо- и энергосбережения, стоящими перед вагонным хозяйством в настоящее время.
Для решения поставленных задач предлагается новый метод непрямой термодинамической аналогии, занимающий промежуточное положение между методом прямой электрической аналогии и имитационными математическими моделями. Метод основан на качественной аналогии между механизмом турбулентных пульсаций и цепочками идеальных турбокомпрессоров. Аналогия является непрямой, так как отсутствует сходство в математическом описании турбулентного потока и идеального термодинамического устройства. Присутствует лишь сходство процессов - это процессы адиабатического сжатия (идеальный компрессор) и расширения (идеальная турбина), теплообмен путем конвективного смешения (прямоточный теплообменник), диссипация энергия (изотермический дроссель). Компрессор и турбина соединены валом, поэтому турбина передает на валу энергию в виде работы компрессору, что имитирует самоподдержание турбулентных пульсаций.
Для моделирования процессов тепломассопереноса в различных технических объектах предлагается следующий алгоритм:
предполагается, что процесс тепломассопереноса в техническом объекте осуществляется за счет турбулентной конвекции;
механизм турбулентной конвекции для конкретного процесса на микроуровне качественно описывается макропроцессами в цепочках идеальных
термодинамических элементов;
полученная модель из большого количества повторяющихся элементарных схем идеальных термодинамических элементов упрощается до минимального количества схем, достаточного для описания работы технического объекта с приемлемой точностью;
приемлемая точность описания работы технического объекта обеспечивается настройкой (калибровкой) модели по результатам испытаний технического объекта, заключающейся в подборе эмпирической константы -характеристики изотермического дросселя;
построение новых моделей для однотипных технических объектов, различающихся конструктивно, сопровождается обеспечением максимальной обобщенности моделирования, достигающейся выбором одинаковых настроечных констант для однотипных процессов в технических объектах.
Одной из главных целей диссертационной работы является создание простых инженерных моделей различных теплообменных и газодинамических аппаратов, учитывающих сложные процессы тепломассопереноса и фазовых переходов. Так как предлагаемые модели основаны на термодинамическом подходе, то они не могут учитывать в полной мере влияния скорости потока и геометрии устройства. Их назначение оптимизировать не геометрию устройств, а их режимные параметры. Достоинствами предлагаемых моделей являются их простота в математической реализации и возможность учета фазовых переходов на уровне турбулентных пульсаций.
Реализация данной цели возможна при создании программного комплекса для автоматизированного моделирования процессов тепломассопере-
носа, аналогичного комплексам моделирования электрических схем в методе прямой электрической аналогии. Автоматизированное моделирование процессов тепломассопереноса в различных газодинамических и теплообменных аппаратах позволяет оперативно оценить эффективность различных технических объектов и технологических процессов на этапе их разработки и проектирования.
Задачами диссертационной работы являются:
Разработка метода моделирования процессов переноса в теплообменных и газодинамических аппаратах при наличии фазовых переходов на основе аналогии турбулентной пульсации и идеального газового турбокомпрессора.
Создание программного комплекса для автоматизированного моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов с помощью идеальных элементов, типа идеальный турбокомпрессор, идеальный прямоточный теплообменник, изотермический дроссель и др.
Создание набора программ для определения оптимальных режимов работы различных аппаратов (вихревой трубы, циклона, эжектора, барботажного аппарата).
Исследование различных аппаратов и их аналоговых моделей при протекании в них процессов переноса с фазовыми переходами.
Апробация метода аналоговых моделей при оптимизации с их помощью сложных теплотехнических схем, применяемых при обслуживании и ремонте подвижного состава.
Для решения этих задач предполагается использование методов аналогового моделирования, аналитических методов классической термодинамики, а также экспериментальных методов исследования теплообменных и газодинамических устройств.
В первой главе диссертации анализируются методы расчета турбулентных течений в теплообменных и газодинамических аппаратах при смешении потоков, теплообмене и фазовых переходах, описываются методы моделирования работы таких аппаратов, как вихревая труба, сепарационный циклон, газовый эжектор, барботажный аппарат.
Во второй главе обосновывается метод непрямой аналогии между турбулентными пульсациями и процессами в цепочке идеальных турбокомпрессоров, описывается программный комплекс для автоматизированного моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов, приводятся результаты моделирования вихревого эффекта, процессов в сепарационном циклоне и газовом эжекторе, а также процесса конвективного теплообмена с учетом фазовых переходов.
В третьей главе приводятся результаты экспериментальных исследований вихревого сепарационного циклона, эжекторов различного типа, проти-воточной вихревой трубы при различной влажности сжатого воздуха, барбо-тажного аппарата при интенсификации теплообмена акустическими колебаниями.
В четвертой главе приводятся результаты апробации метода аналоговых
моделей при оптимизации с их помощью сложных теплотехнических схем,
включающих в себя вихревые трубы, эжектора, циклоны и барботажные аппараты. Кроме того, представлены аналоговые модели процесса пропарки цистерн и прохождения сжатого воздуха по тормозной системе подвижного состава с учетом влаговыделения.
В пятой главе представлены результаты внедрения вихревой трубы для охлаждения электронного шкафа станка с ЧПУ, комплекса газодинамических устройств для осушения и контроля влажности сжатого воздуха, подаваемого в тормозную систему вагонов, устройства для разогрева и слива остатков нефтепродуктов из цистерн.
На защиту выносятся следующие результаты теоретических и экспериментальных исследований:
Метод аналогового моделирования процессов тепломассопереноса при фазовых переходах в сжимаемых средах с помощью идеальных термодинамических элементов.
Программный комплекс для автоматизированного моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов с помощью идеальных термодинамических элементов.
Модели теплообменных (барботажного аппарата) и газодинамических (вихревой трубы, циклона, эжектора) аппаратов на основе идеальных термодинамических элементов.
Результаты экспериментальных исследований влияния акустических колебаний на эффективность работы вихревого циклона и барботажного аппарата.
5) Аналоговые термодинамические модели различных теплотехнических процессов: процесса охлаждения электронных шкафов станков с ЧПУ при помощи комбинированной вихревой трубы; процесса выпадения конденсата в воздухораспределителях тормозной системы подвижного состава в зимнее время; процессов разогрева остатков загустевающего нефтепродукта в железнодорожной цистерне при помощи различных способов.
Анализ методов моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов
Задачи моделирования теплообменных аппаратов заключаются, во-первых, в определении их тепловых характеристик и гидродинамического сопротивления, и, во-вторых, в оптимизации их размеров и режимов работы. Вторая задача является системной, так как оптимизация теплообменника возможна при включении в систему кроме модели самого теплообменника еще установки, для которой теплообменник предназначен, окружающей сре ды и силового оборудования, обеспечивающего работоспособность теплообменника.
Модели теплообменных аппаратов для задачи оптимизации их конструкции и режимов работы исследуются методами теории систем [84], эксер-гетического анализа [85, 86], термоэкономического анализа [87-90], теории графов [91-93].
Общим правилом при решении задач оптимизации теплообменников является выбор за критерий эффективности параметра системы на ранг выше рассматриваемого теплообменника. Несоблюдение этого правила в ряде работ [94, 95] приводит к экономическим ошибкам. Так, в [95] за критерий эффективности принят энергетический коэффициент E=q/N0, который задается отношением плотности теплового потока q—Q/F к удельным затратам мощности для циркуляции теплоносителя на единицу поверхности теплообменника ND=ZN/F.
Недостатком метода [95] является вычленение теплообменника из тепловой схемы. Вместе с тем затраты мощности на циркуляцию теплоносителя во многом зависят от вида тепловой схемы, а стоимость их различна для разных энергоносителей.
Все модели теплообменников, служащих задаче их оптимизации, содержат как составной элемент модель для определения его характеристик.
Определением характеристик теплообменников занимается теория теп-ломассопереноса [96-103], основанная на теории пограничного слоя [104] и теории подобия [105].
Согласно подходу авторов [104] для изотермического турбулентного течения несжимаемой жидкости в гладкой трубе при «логарифмическом» законе распределения скорости можно получить: - уравнение для коэффициента сопротивления - = 0,88( ?nReDV!)-0,8; (1.16) - критериальное уравнение теплообмена Nu = 0,023Re Spr0 4. (1.17)
Для учета неизотермичности авторами [104] вводится так называемый температурный фактор =1 и из эксперимента находятся поправки к выражениям (1.16), (1.17). Так для параметров, найденных при средней температуре, получены следующие параметры Cfo \У? +lJ (1.18) Nu = 0,023 Re0 8pr0V 7- (U9
Другой подход при учете неизотермичности, являющийся в настоящее время общепринятым, заключается в использовании отношения критериев
Прандтля, вычисленных при температуре теплоносителя и при температуре стенки-[99, 103]: / \0,33 V Pry (1.20) Nu = 0,021 Re0 sPr Pr л lPrCiJ (1.21)
Опираясь на аналогию Рейнольдса между теплоотдачей и диссипацией энергии, известны попытки (см., например, [73]) вывести зависимость между коэффициентом сопротивления и числом Нуссельта. Однако в последние 20-30 лет исследователи, занимающиеся интенсификацией теплообмена и созданием эффективных теплообменников, поставили аналогию Рейнольдса под сомнение. Так, упоминавшееся открытие [74] заключается в том, что при использовании турбулизаторов потока определенного размера резко увеличивается теплоотдача поверхности теплообмена без заметного увеличения сопротивления. Это явление можно объяснить разрушением ламинарного вяз-кого подслоя без существенного увеличения турбулентного пограничного слоя.
Известно, что ламинарный подслой составляет большую часть (см. [106]) термического сопротивления теплового пограничного слоя, поэтому его разрушение увеличивает теплоотдачу. Если возмущения, вызванные разрушением ламинарного подслоя, не проникают за границы турбулентного слоя, то роста гидродинамического сопротивления не происходит.
Программный комплекс для автоматизированного моделирования теплообменных и газодинамических аппаратов
Система уравнений (2.1)-(2.6) является замкнутой. Параметрами, позволяющими настраивать модель рис. 2.4 под реальное течение, являются п -число элементарных термодинамических циклов и г\лр — мера соотношения между потенциальной энергией давления, расходующейся на поддержание крупномасштабной турбулентности, и диссипированной энергией давления. Обе эти величины влияют на отношение давлений (2.2), поэтому в их выборе остается произвол.
Одним из возможных способов определения значений величин П И Г)др является привлечение статистической теории турбулентности, в частности данных о масштабе турбулентности, распределении амплитуды пульсаций давления, доле кинетической энергии крупномасштабных вихрей в кинетической энергии турбулентности. Однако статистическая теория турбулентности не позволяет определять эти данные для каждого конкретного типа течения.
Расчеты модели рис. 2.4 показали, что увеличение и до 10 позволяет свести к минимуму разброс амплитуд давления (Рк ВЫХ-РК вх) и температуры (Тк вых-Тт Вы0 от цикла к циклу, поэтому дальнейшее увеличение п нецелесообразно, так как приводит к увеличению времени счета. Величина т)др в этом случае определяется из условия наилучшей сходимости экспериментальных и расчетных данных, ее величина может быть уникальной для каждого типа турбулентного течения.
В дальнейшем предполагается использование подхода, примененного при создании модели рис. 2.4, для расчета параметров различных теплооб-менных и газодинамических аппаратов, в которых определяющую роль играют турбулентные пульсации. Преимущество этого подхода в том, что при расчете параметров на макроуровне (осредненное течение) могут быть учтены особенности процесса, происходящего на микроуровне. Например, выделение конденсата в парогазовом потоке под действием акустического поля, а также влияние этого процесса на теплообмен.
Другим преимуществом является сведение сложной математической задачи тепломассообмена к системе алгебраических уравнений (2.1)-(2.6). " ч
Использование однотипных элементов в моделях разных аппаратов позволяет применять визуальное программирование, представленное программным комплексом, описанным в следующем разделе.
Предлагаемый метод моделирования является аналоговым, непрямым, так как уравнения, описывающие поведение модели не тождественны уравнениям поведения реального объекта. Соответствие результатов расчета модели поведению реального объекта обеспечивается подбором эмпирической константы. В этом главный недостаток метода, так как для каждого типа турбулентного течения в реальном объекте должна определяться из опыта своя величина этой константы. Поэтому одной из задач моделирования с использованием непрямой аналогии является построение таких моделей, в которых одного значения эмпирической константы достаточно для описания работы целого класса устройств.
Составление моделей теплообменных или газодинамических аппаратов из стандартных блоков, типа модели рис. 2.3, сопряжено с перебором большого числа возможных вариантов, их расчетом и выбором оптимального варианта. Как отмечалось выше, стандартные блоки рассчитываются по однотипным уравнениям - см. систему уравнений (2.1)-(2.6). Поэтому для облегчения отладки моделей и выбора оптимального варианта необходим комплекс автоматизированного программирования.
Подобный комплекс должен иметь панели инструментов, каждый элемент которых представляет собой набор данных для описания свойств какого-либо идеального термодинамического объекта (идеальная турбина, идеальный компрессор, изотермический дроссель, прямоточный теплообменник и другие).
На рис. 2.5 представлено окно разработанного в виде Windows-приложения программного комплекса СААМ (computer analog automatic modeling). Создание комплекса велось в интегрированной среде разработки приложений Delphi 5.
Экспериментальное исследование эжекторов различных типов
Эмпирический коэффициент г\ принимается одинаковым для всех термодинамических циклов и подбирается из условия наилучшей сходимости результатов расчета температурных характеристик вихревой трубы с экспериментальными данными.
Величину давления подогретого газа на выходе из вихревой трубы Рг можно в первом приближении принять равной одноименной величине про-тивоточной вихревой трубы и определяемой из эмпирического соотношения, полученного в [144] для оптимальных конструкционных параметров вихревой трубы, Рг = Р 1,59-0, + 0,0 (2.16) где Pi - полное давление сжатого воздуха на входе в вихревую трубу.
Система уравнений (2.3) и (2.16) позволяет определять последовательно температуру воздуха после турбин, начиная с первого термодинамического цикла при начальном условии ТЕЫХ 1 1 I 1 (2.17) где Т\ - температура газа на входе в вихревую трубу. На рис. 2.9 представлены данные расчета адиабатного КПД прямоточной вихревой трубы. Для аналоговой модели принималось число термодинамических циклов п=6, а значение коэффициента Г =0,35 было выбрано из условия наилучшего совпадения результатов расчета с опытными данными работ [142, 157]. Значения адиабатного КПД рассчитывались по общепринятой формуле ( т} ц- 1-- 1- Для сравнения на рис. 2.9 показана также зависимость адиабатного КПД, рассчитанного при характеристике дросселя ц =1, которую можно рассмат ривать, как предельную теоретическую зависимость для прямоточной вихревой трубы.
Как видно из графиков рис.2.9, эффективность прямоточной вихревой трубы, если ее оценивать по отношению адиабатного КПД к предельному значению этого параметра при х\ =1, составляет 0,6...0,64.
В настоящее время прямоточные вихревые трубы в виду их низкого эффекта температурного разделения не применяются. Однако моделирование этой трубы позволило установить определенные правила построения аналоговых моделей вихревых труб; охлажденный поток газа формируется из нескольких потоков (по числу разомкнутых термодинамических циклов), пере пад давления на всей цепочке термодинамических циклов равен разности величин давления подогретого и охлажденного потоков.
Отличия моделей других вихревых труб не должны носить принципиального характера, а заключаться в особенностях формирования и направле ния движения охлажденного потока. 2.3.2 Моделирование работы противоточной вихревой трубы
В данном подразделе моделируется работа противоточной вихревой трубы [144], внешний вид которой показан на рис. 2.10.
Вихревая труба состоит из корпуса 1, тангенциального соплового ввода 2, в который подается сжатый газ, патрубка вывода охлажденного газа 3 и патрубка вывода подогретого газа 4. Поток сжатого газа после тангенциального соплового ввода поступает в камеру энергетического разделения и движется по спиральной траектории к выходу 4 , где установлен дроссель. Вблизи дросселя часть сжатого газа разворачивается и, двигаясь противотоком вдоль оси трубы, направляется к выходу 3, где установлена диафрагма. 1 - цилиндрическая или коническая камера, 2 - тангенциальный сопловой ввод, 3 - диафрагма выхода холодного газа, 4 - выход горячего газа после дросселя С помощью идеальных элементов может быть составлена простая в расчетном плане модель - [261, 262], имитирующая процесс турбулентного теплообмена между подогретым и охлажденным потоками в вихревой трубе.
Аналоговая модель противоточной вихревой трубы, составленная из п элементарных термодинамических циклов, показана на рис. 2.11.
В математическом плане модель рис. 2.11 описывается теми же уравнениями, что и модель прямоточной вихревой трубы рис. 2.8. Отличия заключаются в следующем. Формирование приосевого потока противоточной вихревой трубы происходит на всей длине трубы, как и в модели рис. 2.8, но число перепускных трубопроводов в модели рис. 2.11 на один меньше. Это связано с тем, что при уменьшении числа термодинамических циклов до одного минимальное количество перепускных трубопроводов в модели рис. 2.8 равно 2, а в модели рис. 2.11 равно 1 - из условия наилучшей сходимости опытных данных с результатами расчета обеих моделей при одинаковой эмпирической константе. В дальнейшем при моделировании явления реверса противоточной вихревой трубы еще один перепускной трубопровод будет добавлен в модель противоточной вихревой трубы, но расход по нему будет не равен расходу по другим перепускным трубопроводам.
Расход газа по перепускным трубопроводам в модели рис. 2.11, как и ранее, принимался одинаковым, относительная массовая доля каждого такого потока равна:
Комплекс газодинамических устройств для осушения и контроля влажности сжатого воздуха, подаваемого в тормозную систему вагонов
Цель испытаний эжекторов различного типа - сбор экспериментальных данных на реперных режимах их работы, установленных в разделе 2.5.
Объектами исследования выбраны; струйный эжектор с осевым подводом активного газа через сверхзвуковое сопло — рис. 2.25, эжектор с внешним подводом активного газа и осевым подводом пассивного газа через суживающее сопло - рис. 2.26 и вихревой эжектор - рис. 2.27, а также струйный эжектор с осевым подводом активного газа через дозвуковое сопло.
Геометрические характеристики испытываемых эжекторов сведены в таблицу 1. Относительные геометрические характеристики эжекторов различных типов заведомо отличались друг от друга, так как назначение и потребные режимы работы эжекторов были разными.
Рабочей характеристикой эжектора является зависимость степени сжатия пассивного газа пс от коэффициента эжекции п при постоянной степени расширения активного газа тт. Вид экспериментальной установки для нахождения рабочих характеристик эжекторов показан на рис. 3.6.
Погрешность определения расхода активного газа расходомерной шай-бой оценивалась по методике [282], ее величина не превышала ±2%. Для определения расхода пассивного газа использовались ротаметры РМ-40 ГОСТ 13045-67 с классом точности 2,5. Рабочие характеристики эжекторов различных типов приведены в [260] и показаны на рис. 3.7. Анализ выражений (2.54), (2.56) показывает, какие параметры эжекторов необходимо определять экспериментально для использования в расчетах этих выражений. Так, величины Х]т1П и ттах определяются через следующие параметры:
Таким образом, испытания эжекторов на реперных режимах п=0 и яс=1 позволяют собрать при минимуме экспериментов достаточную информацию для вычисления характеристик эжекторов по формулам (2.54), (2.56), (3.2) и (3.3).
Достаточно полные исследования работы вихревой трубы на влажном воздухе были проведены А.А. Поляковым [206, 207]. Эти исследования способствовали разработке систем обеспечения температурно-влажностного режима с использованием вихревых труб [283, 284]. Кроме того, известны по-пытки использования вихревой трубы в качестве измерителя влажности [285]. В последнем случае необходимо иметь температурные характеристики вихревой трубы при различной влажности сжатого воздуха.
Целью настоящих исследований является установление влияния влажности сжатого воздуха на температуры холодного и горячего потоков вихревых труб разной конструкции для разработки способа измерения влажности.
За объект исследования выбраны конструкции вихревых труб А.П. Меркулова [144] и В.И. Метенина [286].
Схема экспериментальной установки для определения влажности холодного и горячего потоков вихревой трубы представлена на рис. 3.9.
Для измерения влажности холодного и горячего потоков воздуха использовался измеритель влажности и температуры (термогигрометр) серии Center-310 с допускаемой основной абсолютной погрешностью измерения относительной влажности ±2,5%. Влажность входного сжатого воздуха оце-нивалась при замере влажности на выходе холодного потока воздуха на режиме работы вихревой трубы ц=1 (вентиль 7 - полностью закрыт). Для недопущения попадания конденсата на датчик влажности 3, расположенный на выходе холодного потока воздуха, перед датчиком установлен фетровый фильтр 5.
