Підвищення ефективності сумісної роботи повітроохолоджувачів і компресорів суднових систем мікроклімату

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ КОРАБЛЕБУДУВАННЯ

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ СУМІСНОЇ РОБОТИ ПОВІТРООХОЛОДЖУВАЧІВ І КОМПРЕСОРІВ СУДНОВИХ СИСТЕМ МІКРОКЛІМАТУ

Спеціальність: Суднові енергетичні установки

Радченко Андрій Миколайович

Миколаїв, 2005 рік

1. ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність дослідження. Суднова система мікроклімату (ССМ) відноситься до енергетичних систем життєзабезпечення, призначених для створення умов комфортного перебування екіпажа і пасажирів, а також безпечної експлуатації суднової енергетичної установки (СЕУ) і судна в цілому. Витрати палива на ССМ становлять 1-2% загально суднових на суховантажних суднах і понад 30% - на пасажирських. У ССМ широке застосування одержали повітроохолоджувачі безпосереднього випаровування (випарники-повітроохолоджувачі) і поршневі компресори.

Сумісна робота випарника-повітроохолоджувача (В-ПО) і компресора багато в чому визначає енергетичні показники і надійність експлуатації холодильної машини (ХМ) і ССМ у цілому. Умови ж ефективної експлуатації кожного з цих зв'язаних по холодоагенту елементів ви парникового компресорного вузла висувають протилежні вимоги до параметрів холодоагенту. Так, з погляду теплової ефективності В-ПО доцільна його робота без перегріву пари, коли внутрішня поверхня змійовиків омивається рідким холодоагентом. У той же час для забезпечення безпечної й енергетично ефективної експлуатації компресора сухим ходом необхідно запобігати попаданню в його циліндри краплинної вологи. Відомі схемно-конструктивні рішення компресорних вузлів не завжди забезпечують виконання цих протилежних вимог.

Оптимальне проектування випарників вивчалося в роботах А.А. Гоголіна, Ю.В. Захарова, А. Паліводи, Е. Гранріда, Б. Сліпцевича, Дж.М. Чавли й ін. Дослідженню теплового стану компресорів присвячено ряд публікацій і насамперед Ю.В. Захарова, В.Б. Якобсона, В.І. Мілованова, В.С. Дороша, В.М. Шаври, Г.І. Шевчука, В.Ю. Захарова, О.В. Щесюка. Однак взаємна обумовленість параметрів роботи В-ПО і компресора у відомих публікаціях не розглядалася і не враховувалася при проектуванні В-ПО. Не досліджувався вплив режимів роботи компресора на умови різкого зниження теплової ефективності В-ПО через осушення внутрішньої поверхні змійовиків на ділянці течії дисперсної суміші. Не враховувався також вплив перегріву пари відносно рідини на теплотехнічні характеристики В-ПО. Це виключало можливість раціонального проектування В-ПО, які значною мірою визначають енергетичну ефективність і безпеку експлуатації компресорних вузлів ССМ.

Таким чином, недостатньо висока ефективність існуючих технічних рішень компресорних вузлів ССМ викликана відсутністю надійної теоретичної бази проектування повітроохолоджувачів, яка враховує їх спільну роботу з компресорами.

Це обумовило необхідність вирішення науково-прикладної задачі - підвищення ефективності сумісної роботи повітроохолоджувачів і компресорів ССМ шляхом раціонального проектування та теплового гідродинамічного вдосконалення повітроохолоджувачів.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами.

Наведені в дисертації матеріали використані в науково-дослідних роботах, виконаних у рамках напрямків розвитку науки і техніки "Екологічно чиста енергетика та ресурсоощадні технології" (1999 - 2003 рр.), "Новітні та ресурсозберігаючі технології в енергетиці, промисловості та агропромисловому комплексі", № ДР 0101U002952, 0102U005204, 0103U001797.

Об'єктом дослідження є компресорні вузли ССМ.

Предмет дослідження - теплові гідродинамічні процеси у В-ПО як основному елементі, що визначає енергетичну ефективність і експлуатаційну надійність компресорних вузлів ССМ.

Метою наукового дослідження є підвищення ефективності сумісної роботи повітроохолоджувачів і компресорів ССМ шляхом раціонального проектування та теплового гідродинамічного вдосконалення повітроохолоджувачів.

Основні задачі наукового дослідження:

- розробка основ теплового гідродинамічного розрахунку і математичної моделі В-ПО, що враховують особливості їхньої сумісної роботи з компресорами у складі ви парникових компресорних вузлів ССМ;

- одержання експериментальних даних з теплових потоків у ви парникових компресорних вузлах ССМ і перевірка на адекватність математичної моделі й методики теплового гідродинамічного розрахунку В-ПО об'єктам дослідження;

- встановлення закономірностей впливу параметрів роботи компресорів на теплові потоки у суднових В-ПО;

- розробка і дослідження раціональних принципів організації теплових гідродинамічних процесів у ви парникових компресорних вузлах ССМ і схемно-конструктивних рішень, які реалізують ці принципи.

Наукове положення, що виноситься на захист:

Багатоелементні компресорні вузли ССМ, які включають випарник, компресор, відокремлювач рідини, регенеративний теплообмінник або інжектор, задовольняють протилежним вимогам з експлуатації випарників із вологою парою на виході, з одного боку, і компресорів сухим ходом, з іншого, й забезпечують підвищення густини теплових потоків у випарниках на 35-40% або холодильних коефіцієнтів на 10-20%.

Наукові результати, які автор захищає на додаток до наукового положення, та їхня новизна:

1. Вперше встановлено, що зростання небезпеки гідравлічних ударів у компресорі при підвищенні температури кипіння відбувається через збільшення вологовмісту дисперсних потоків, обумовленого більш раннім за паровмістом осушенням змійовиків В-ПО з переходом від дисперсно-кільцевої до дисперсної течії холодоагенту.

2. Вперше розроблено основи раціонального проектування і математичну модель суднового В-ПО, що забезпечують досягнення максимальних густин теплового потоку і включають визначення оптимальної масової швидкості холодоагенту (сw)_opt у змійовиках В-ПО та граничного паровмісту переходу від дисперсно-кільцевої до дисперсної течії, а також враховують перегрів пари відносно рідини у ній.

3. Вперше виявлено закономірності впливу режимних і конструктивних параметрів компресорних вузлів ССМ на максимальні густини теплового потоку у В-ПО та відповідні їм оптимальні масові швидкості (сw)_opt холодоагенту в його змійовиках. Встановлено, що при оптимальних значеннях масової швидкості (сw)_opt В-ПО працює практично в зоні випаровування, а екстремуми густини теплового потоку мають пологий характер, який допускає 30-40% відхилення масових швидкостей холодоагенту від оптимальних величин (сw)_opt.

4. Встановлено, що для R22 оптимальні масові швидкості складають 150-200, а для холодоагентів R142В - 100-150, R600 (н-бутан) - 50...100 кг/(м²с).

5. Вперше розроблено і реалізовано в схемно-конструктивних рішеннях принципи раціональної організації гідродинамічних процесів у багатоелементних компресорних вузлах ССМ.

Встановлено, що глибока регенерація теплоти і рециркуляція рідини у В-ПО, які виключають осушення змійовиків, забезпечують підвищення густини теплового потоку у В-ПО на 35-40% або холодильного коефіцієнта на 10-20% у порівнянні з роботою В-ПО з перегрівом пари, що в свою чергу дозволяє скоротити загальні витрати палива на суховантажних суднах на 0,2-0,4%, а на пасажирських - на 3-6%.

Новизна схемних рішень підтверджена 4 патентами України на винахід.

Наукове значення мають наступні результати дослідження:

- закономірності впливу режимних і конструктивних параметрів на максимальні густини теплового потоку в суднових В-ПО та відповідні їм оптимальні масові швидкості (сw)_opt холодоагенту в їхніх змійовиках;

- принципи раціональної організації гідродинамічних процесів у багатоелементних компресорних вузлах ССМ, які випливають із установлених закономірностей;

- математична модель суднового В-ПО, що враховує вплив режимів роботи компресора на теплові потоки у В-ПО.

Окрім суднової енергетики отримані наукові результати можуть використовуватися в стаціонарній енергетиці, зокрема при створенні і раціональному проектуванні використовуючи контурів на низько киплячих робочих тілах для газотурбінних установок компресорних станцій, а також у системах мікроклімату для залізничного та автомобільного транспорту і стаціонарних об'єктів.

Практичну цінність мають:

- методика і програма теплового гідродинамічного розрахунку суднових В-ПО, що включають визначення оптимальних масових швидкостей холодоагенту (сw)_opt у змійовиках В-ПО, довжини змійовиків, поверхні та числа ходів холодоагенту;

- діапазони оптимальних масових швидкостей для використовуваних і перспективних озонових безпечних холодоагентів;

- раціональні схемно-конструктивні рішення багатоелементних ви парникових компресорних вузлів ССМ.

Практична цінність технічних рішень підтверджена 4 патентами України на винахід.

Апробація роботи.

Основні результати були апробовані на міжнародних науково-технічних конференціях "Проблеми енергозбереження й екології в суднобудуванні" (Миколаїв, 2002), "Кораблебудування: освіта, наука, виробництво" (Миколаїв, 2002), "Сучасні проблеми холодильної техніки і технології" (Одеса, 2002, 2003), Четвертому міжнародному конгресі "Енергетика. Екологія. Людина" (Київ, 2004), "Fifth International Conference on Unconventional Electromechanical and Electrical systems" (Poland, 2001), "The 10^th International Symposium on Heat Transfer and Renewable Sources of Energy" (Poland, 2004).

Обсяг дисертації складає:

- 181 сторінку машинописного тексту;

- 9 сторінок додатків;

- 80 малюнків;

- 3 таблиці.

Бібліографія містить 127 найменувань.

2. ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

Оскільки порівняння ви парникових компресорних вузлів і вибір раціональних варіантів повинні виконуватися при оптимальних для кожного варіанта умовах, які забезпечують максимальну їхню енергетичну ефективність, то необхідно розробити методику оптимального проектування В-ПО. Вона дозволяла б визначати максимальні густини теплового потоку і відповідні їм оптимальні масові швидкості холодоагенту в змійовиках В-ПО. Існуючі ж методики не враховують вплив режимів роботи компресора на теплову ефективність В-ПО. Цей вплив полягає в тому, що зі зміною теплового навантаження на В-ПО змінюються тиск на всмоктуванні компресора і, отже, масова продуктивність компресора, тобто витрата холодоагенту через В-ПО. Останнє викликає зміщення границі переходу від змочених до осушених ділянок його змійовиків. При цьому змінюються параметри холодоагенту на виході з В-ПО, від яких у свою чергу залежать безпека експлуатації компресора й енергетичні показники компресорних вузлів ССМ. Визначені мета і задачі дослідження.

Хоча ССМ і не є основним споживачем паливно-енергетичних ресурсів на суднах, та все ж не брати до уваги енергетичних втрат, пов'язаних із неефективною роботою компресорних вузлів ССМ, не можна. До того ж раціональні технічні рішення, знайдені для компресорних вузлів ССМ, цілком можуть бути використані й у суднових системах технічного забезпечення рефрижерації, системах мікроклімату на автомобільному і залізничному транспорті, стаціонарних об'єктах. Обґрунтування вибору напрямку дослідження і гіпотези вирішення задачі підвищення ефективності спільної роботи В-ПО та компресорів ССМ дано в розділі 2. Відповідно до цієї гіпотези енергетично ефективна і надійна робота ви парникових компресорних вузлів ССМ можлива тільки при експлуатації В-ПО з вологою парою на виході і компресора - із сухою насиченою парою на вході. За критерій оцінки результатів вибору раціональних варіантів вузлів прийнято енергетичний показник - холодильний коефіцієнт, який являє собою відношення теплового навантаження на В-ПО (холодопродуктивності) до витраченої роботи компресора (його електричної потужності).

Як метод дослідження використано фізико-математичний метод. Задача розрахунку теплообміну вирішувалася у спряженій постановці - з урахуванням гідравлічного опору ?P двофазових потоків у змійовиках В-ПО та обумовленого ним спаду температури кипіння Дt₀ і, отже, збільшення питомої роботи компресора. Методологічну основу теплового розрахунку і математичної моделі В-ПО у складі компресорних вузлів ССМ складають положення, що базуються на залежності границі переходу від змочених до осушених ділянок змійовиків В-ПО від витрати холодоагенту (продуктивності компресора) і наявності перегріву пари Дt_п щодо краплинної рідини в дисперсній суміші. Справедливість цих положень була підтверджена експериментальними даними інших авторів з тепловіддачі при переході від дисперсно-кільцевої до дисперсної течії.

Висока енергетична ефективність компресорних вузлів можлива тільки за умови досягнення у В-ПО максимальних густин теплових потоків. Тому в розділі 3 були розроблені методика теплового гідродинамічного розрахунку В-ПО, що забезпечує знаходження максимальної густини теплового потоку q_max (відповідно мінімальної поверхні), і математична модель В-ПО, який працює сумісно з компресором у складі ви парникового компресорного вузла ССМ.

На відміну від існуючих розроблена методика включає два додаткових етапи: знаходження граничного паровмісту х_гр, що відповідає осушенню стінки змійовиків В-ПО з переходом від дисперсно-кільцевої до дисперсної течії, та визначення оптимальної, якій відповідає q_max, масової швидкості холодоагенту (сw)_opt у змійовиках В-ПО з урахуванням х_гр і перегріву пари відносно існуючої в ній рідини на ділянці поверхні В-ПО з х > x_гр. При знаходженні х_гр за основу було взято метод, розроблений Хьюіттом (Великобританія), який враховує вплив уносу й висадження крапель на товщину пристінної плівки рідини.

Залежності масової швидкості рідини в пристінній плівці (w)_пл від поточного паровмісту x для R22 при t₀ = 0єС і різних масових швидкостях двофазової суміші w у трубках В-ПО з внутрішнім діаметром d_вн = 8 мм. Точки перетину кривих із віссю х (при (w)_пл = 0) визначають початок осушення стінки х_гр0. Його завершенню відповідає граничний паровміст х_гр.

Збільшення w, тобто витрати холодоагенту через В-ПО (продуктивності компресора), викликає зменшення граничного паровмісту х_гр, а значить і більш раннє осушення змійовиків В-ПО. Оскільки при зміні температури кипіння t₀ у характерному для ССМ діапазоні від -10 до +10єС продуктивність компресора збільшується приблизно в два рази, то в методиці теплового розрахунку та математичній моделі В-ПО обов'язково треба враховувати відповідне зменшення х_гр.

Знайдені величини х_гр використовувалися при розрахунку максимальної густини теплового потоку q_max і відповідної їй оптимальної масової швидкості (сw)_opt.

Наявність максимуму густини теплового потоку q обумовлена наступним. Із збільшенням сw коефіцієнти тепловіддачі при кипінні _a і теплопередачі k зростають, але зростає також гідравлічний опір ?P.

Через обумовлений ним спад температури кипіння Дt₀ при фіксованій температурі кипіння на виході з випарника t₀₂ підвищується t₀₁ і, отже, зменшується температурний напір між охолоджуваним повітрям і киплячим холодоагентом. Протилежний вплив сw на k і і обумовлює існування максимуму функції q = k.

Вираз для густини теплового потоку, віднесеної до внутрішньої поверхні труб (на стороні киплячого холодоагенту), має вигляд:

Де:

_в - коефіцієнт тепловіддачі до повітря, віднесений до зовнішньої ребристої поверхні;

R_з - термічний опір забруднень і матеріалу стінки;

- степінь обертання;

t_в1 і t_в2 - температура повітря на вході і виході з В-ПО.

Коефіцієнт тепловіддачі при кипінні _a обчислюється при поточному значенні х за рівняннями для пузиркового кипіння і випаровування. Із знайдених величин _a береться більша.

Спад температури кипіння Дt₀ через гідравлічний опір ДР розраховується з рівняння Клаузіуса-Клапейрона:

Тут:

r - питома теплота фазового переходу;

_п і _ж - питомі об'єми пари і рідини.

Гідравлічний опір ДР знаходиться за методом Локкарта-Мартінеллі, відповідно до якого втрати тиску на тертя двофазового потоку dP/dZ виражають через аналогічну величину для однієї, наприклад, рідкої фази:

(dP / dZ)_ж / dP / dZ = Ф_ж² (dP / dZ)_ж

Де коефіцієнт пропорційності Ф_ж обчислюється зі співвідношення:

Ф_ж = Ф_п/X_tt = X_tt^-1+ 2,85X_tt^-0,48

В якому параметр Мартінеллі-Нельсона X_tt визначається за формулою:

Де:

_п і _ж - коефіцієнти динамічної в'язкості пари і рідини;

_п і _ж - відповідні масові густини.

Втрати тиску на тертя рідкої фази:

(dP / dZ)_ж = ж_ж (w)² (1 - х)² / (2d_внж)

Де коефіцієнт тертя для турбулентної течії знаходиться за законом Блазіуса:

Re_ж = (сw) (1 - x) d_вн / _ж

При певному значенні сw функція q = k має максимум. Цю масову швидкість (сw)_opt вважаємо оптимальною.

Характер зміни коефіцієнта теплопередачі k, температурного напору , спаду температури кипіння Дt₀ і густини теплового потоку q в залежності від масової швидкості сw для холодоагенту R22 при температурі кипіння t₀₂ = 0єС, повітря на вході і виході t_в1 = 25єС і t_в2 = 15єС, степені обертання = 16, d_вн = 8 мм.

Густини теплового потоку: середня для всієї поверхні змійовика q, для зони інтенсивного кипіння q' (на ділянці змійовика зі змоченою поверхнею - від входу до х_гр) і зони випаровування краплинної вологи в паровому потоці при сухій стінці q" (при х>х_гр). Значення (сw)_opt0 відповідає:

q'_max а (сw)_opt - q_max

Як видно, екстремум залежності q = f, досить пологий і допускає великі (більше 30%) відхилення масової швидкості (сw) від оптимального значення (сw)_opt при незначному (менше 5%) зниженні густини теплового потоку q в порівнянні з максимальною величиною q_max. Тому за величину оптимальної масової швидкості (сw)_opt можна прийняти її значення (сw)_opt0, обчислене для змоченої ділянки змійовика.

На базі наведеної методики розроблено математичну модель В-ПО у складі компресорного вузла ССМ. Критерієм теплової ефективності В-ПО була густина теплового потоку q, віднесена до внутрішньої поверхні змійовика В-ПО.

Вхідні параметри: t_в1, I_в1, G_в, G_а, х₁, t₀₁, Р₀₁, t_п, d_вн, d_н, L, .

Вихідні параметри: Q₀, q, t_в2, I_в2, x₂, t₀₂, Р₀₂.

Модель дозволяє обчислювати локальні по довжині змійовика В-ПО гідродинамічні (падіння тиску dP/dz і збільшення паровмісту dх/dz) і теплові параметри киплячого холодоагенту та повітря (коефіцієнти тепловіддачі й теплопередачі, температурні напори _i, густину теплового потоку).

Довжина змійовика L розбивалася на ділянки довжиною L_i = dz. На кожній i-й ділянці з рівнянь теплового балансу по холодоагенту й повітрю і теплопередачі визначалися параметри повітря (температура t_вi+1, ентальпія I_вi+1), холодоагенту, де тиск:

Р_i+1 = Р_i - dP

Паровміст:

x_i+1 = x_i + dx

І температура кипіння:

t_0i+1 = t_0i - dt₀

Кількість теплоти:

Q_i = q_id_вн * dz

- відведеної від повітря на i-й ділянці.

Збільшення паровмісту dx на i-й ділянці змійовика обчислюється з рівності кількостей теплоти, підведеної у процесі теплопередачі та сприйнятої холодоагентом у процесі кипіння:

Q_i = q_id_внdz = 0,25рd_вн² (w) rdх

Густина теплового потоку q_i знаходиться як:

q_і = k_і * _і

При цьому спад температури кипіння Дt_0і, який входить до _і, обчислюється за законом Клаузіуса-Клапейрона через гідравлічний опір ДР_і. На ділянці змійовика В-ПО зі змоченою рідиною поверхнею стінки (при х < x_гр) тепловіддача розраховується за рівняннями для киплячого холодоагенту, а на ділянці змійовика, зайнятій дисперсною сумішшю (при х > x_гр), - як для чистої пари. До виразу для логарифмічної різниці температур и_i входить заздалегідь невідома температура повітря на виході з i-ї ділянки t_вi+1, яка залежить від теплового потоку Q_i на цій ділянці:

t_вi+1 = t_вi - Q_i/(G_в·_н с_в)

Коефіцієнт випадання вологи на зовнішній поверхні _н приймається для всього В-ПО постійним і обчислюється за температурами повітря на вході і виході з В-ПО як:

_н = (I_в1 - I_в2) / [с_в (t_в1 - t_в2)]

Де:

с_в - теплоємність вологого повітря.

Оскільки до наведених вище залежностей для Q_i входить густина теплового потоку q_i, яка заздалегідь невідома, то процедура розрахунку включає ітераційний цикл по q_i.

Сумарний тепловідвід від одного змійовика В-ПО знаходиться як:

А від усього В-ПО з n₁ змійовиками:

Q₀ = n₁ * Q₀₁

Особливістю розробленої математичної моделі є те, що вона на відміну від існуючих моделей включає знаходження граничного паровмісту х_гр, який відповідає осушенню стінки змійовика, і враховує перегрів пари Дt_п у дисперсній суміші щодо краплинної рідини на ділянці змійовика з х > x_гр.

Про ефективність використання поверхні В-ПО можна судити за значеннями локальних його параметрів, розрахованих за допомогою математичної моделі. Умови роботи В-ПО: t_в1 = 25С і t_в2 = 15С, t₀₂ = 0С, на виході суха насичена пара (х₂ = 1,0). Як видно з рис. 5, при граничному паровмісті х_гр = 0,95 відбувається різке зниження q. Зменшення q обумовлене падінням коефіцієнта тепловіддачі до холодоагенту _a, який стає навіть нижче коефіцієнта тепловіддачі до повітря _в і викликає зниження коефіцієнта теплопередачі k в цілому. Довжина змійовика L, що припадає на випаровування дисперсної суміші, складає близько 1,5 м., тобто майже 20% від загальної довжини.

З метою перевірки адекватності математичної моделі В-ПО та виявлення резервів удосконалення компресорних вузлів ССМ були виконані експериментальні дослідження суднового кондиціонера з відокремлювачем рідини (ВР) і РТО на стенді ВАТ "Завод "Екватор". Їхні результати наведені в розділі 4.

Включення ВР і РТО до складу компресорних вузлів забезпечувало виконання протилежних вимог до параметрів холодоагенту з безпечної експлуатації компресора сухим ходом, з одного боку, і ефективної роботи В-ПО зі змоченими змійовиками, з іншого.

Результати обробки експериментальних даних свідчать про те, що пара в дисперсній суміші перегріта відносно краплинної рідини більш ніж на 5С: при таких перегрівах паровміст на виході з В-ПО, обчислений за замірюванні параметрами, залишався менше 1. Це підтверджується також даними Чеддока й ін.

Експериментальні дані були використані для порівняння ефективності наступних схемних рішень компресорного вузла:

- простої схеми без РТО і ВР;

- з переохолодженням рідини високого тиску в РТО, змійовик якого обтікають усмоктувані компресором пари, і в РТО, на поверхні змійовика якого кипить рідкий холодоагент, що накопичується у ВР.

Експериментальні дані по температурах рідкого R22 високого тиску після конденсатора t_u і РТО t_РТО, пароподібного R22 на виході з В-ПО t₀₂" і на всмоктуванні в компресор t_вс" у залежності від температури кипіння. Глибина переохолодження рідини в РТО характеризується різницею температур t_РТО' рідини після конденсатора і на виході з РТО. Це забезпечує найбільш глибоке переохолодження. При цьому перегрів пари на усмоктуванні в компресор відсутній, що сприяє ефективному охолодженню вбудованого електродвигуна й інших елементів компресора. Густина теплового потоку у В-ПО також найбільша. У випадку переохолодження рідини в РТО було невеликим - близько 10єС. Частина змійовика В-ПО при цьому зайнята дисперсною сумішшю з украй низькою інтенсивністю тепловіддачі. Відповідно і густини теплового потоку на ній були невисокі.

Адекватність математичної моделі встановлювалася шляхом порівняння експериментальних величин густини теплового потоку q_Е з розрахунковими q_т. Результати порівняння наведені у вигляді відношення значень q_т і q_Е.

Як видно, розрахункові значення q_т задовільно узгоджуються з експериментальними q_Е: розбіжність не виходить за межі довірчого інтервалу 15% (при довірчій імовірності обмірюваних величин 68%) і знаходиться в довірчому інтервалі 20% (при довірчій імовірності 90%).

Аналіз теплової ефективності В-ПО й енергетичної ефективності компресорних вузлів при різних схемних рішеннях виконано в розділі 5. В-ПО з перегрівом пари на виході, по суті, об'єднує в одному змійовику два послідовно встановлених по ходу холодоагенту теплообмінника (ТО): перший - це ефективний випарник зі змоченою внутрішньою поверхнею змійовика (х х_гр) і великими густинами теплового потоку q'. Другий - це кінцевий ТО, в якому відбувається до випаровування крапель рідини в паровому потоці (х х_гр) і перегрів пари з украй низькими інтенсивністю тепловіддачі від стінки до пари і теплопередачі в цілому. Відповідно і густини теплового потоку q" на ньому в 3-4 рази менші, ніж у випарній частині. В результаті середня для всієї поверхні змійовика В-ПО густина теплового потоку q (при (сw)_opt) приблизно на 20% менше, ніж q' у випарній частині.

Кінцеву ділянку звичайно виконують у вигляді РТО, який служить, з одного боку, для до випаровування крапель рідини і перегріву пари після В-ПО, а з іншого - для переохолодження рідкого холодоагенту високого тиску після конденсатора. Робота В-ПО зі змоченою поверхнею може бути здійснена також шляхом рециркуляції в ньому рідкого холодоагенту, наприклад інжектором. Така схема забезпечує зростання q в порівнянні зі схемою 1 на 35-45%. З підвищенням приріст q більш значний, тобто ефект від переходу на рециркуляцію зростає.

Ефект від інтенсифікації теплопередачі за рахунок вилучення режимів сухої стінки було виражено також енергетичним показником холодильної машини - холодильним коефіцієнтом . Збільшення при роботі В-ПО зі змоченою поверхнею змійовика досягається завдяки більш інтенсивній теплопередачі, в результаті чого зменшуються температурні напори, підвищується тиск на усмоктуванні компресора Р_вс (відповідно t₀) і, отже, зменшується степінь підвищення тиску Р_к/Р_вс в компресорі й питома його робота.

Розроблені методика і програма розрахунку оптимальної масової швидкості холодоагенту у В-ПО, довжини і числа його змійовиків, а також рекомендації з оптимальних масових швидкостей холодоагенту та схемно-конструктивних рішень компресорних вузлів були використані ЦНДіПІ "Тайфун" і заводом "Екватор" при проектуванні та виготовленні В-ПО і ВР з РТО суднових автономних кондиціонерів. Окрім суднових результати дослідження можуть бути реалізовані в системах мікроклімату для автомобільного, залізничного транспорту і стаціонарних об'єктів, у суднових морозильних апаратах, теплових установках для суднової та стаціонарної енергетики.

ВИСНОВКИ

1. У дисертації вирішено важливу для суднової енергетики науково-прикладну задачу підвищення ефективності сумісної роботи повітроохолоджувачів і компресорів ССМ шляхом раціонального проектування та теплового гідродинамічного вдосконалення повітроохолоджувачів.

2. Багатоелементні випарникові компресорні вузли ССМ, які включають випарник, компресор, відокремлювач рідини, РТО або інжектор, забезпечують підвищення густини теплових потоків у В-ПО на 35-40% або холодильних коефіцієнтів на 10-20% у порівнянні з традиційною роботою В-ПО з перегрівом пари на виході, що дозволяє скоротити загальні витрати палива на суховантажних суднах на 0,2-0,4%, а на пасажирських - на 3-6%.

3. Вперше встановлено, що з підвищенням теплового навантаження на В-ПО (зі збільшенням тиску кипіння і відповідно продуктивності компресора) небезпека гідравлічних ударів у компресорі зростає через збільшення вологовмісту дисперсних потоків, обумовленого більш раннім за паровмістом осушенням змійовиків В-ПО.

4. Вперше розроблено основи раціонального проектування і математичну модель суднового В-ПО, що забезпечують досягнення максимальних густин теплового потоку. На відміну від існуючих математична модель включає визначення оптимальної масової швидкості холодоагенту в змійовиках В-ПО і граничного паровмісту переходу від дисперсно-кільцевої до дисперсної течії, а також враховує перегрів пари відносно рідини.

5. Встановлено, що для R22 оптимальні масові швидкості складають 150-200, а для холодоагентів R142В - 100-150, R600 (н-бутан) - 50-100 кг/(м²с).

6. Вперше виявлено закономірності впливу режимних параметрів (перегріву пари відносно рідини та пари на виході з В-ПО, продуктивності компресора, температури повітря), схемних рішень і конструктивних характеристик (степеня обертання В-ПО, діаметра трубок) компресорних вузлів ССМ на максимальні густини теплового потоку у В-ПО і відповідні їм оптимальні масові швидкості (сw)_opt холодоагенту в його змійовиках. Встановлено, що при оптимальних значеннях масової швидкості В-ПО працює практично в зоні випаровування, а екстремуми густини теплового потоку мають пологий характер, який допускає 30-40% відхилення масових швидкостей холодоагенту від оптимальних величин (сw)_opt і дозволяє за останні приймати значення (сw)_opt, розраховані для змочених рідиною ділянок змійовиків В-ПО.

7. На основі виявлених закономірностей розроблено і реалізовано в схемно-конструктивних рішеннях раціональні принципи організації теплових гідродинамічних процесів у компресорних вузлах ССМ. Встановлено, що глибока регенерація теплоти і рециркуляція рідини у В-ПО, які виключають осушення змійовиків, забезпечують підвищення густини теплового потоку у В-ПО на 35-40% або холодильного коефіцієнта на 10-20% у порівнянні з циклом без регенерації. Традиційна регенерація з перегрівом усмоктуваних компресором парів і роботою В-ПО у режимі "сухої стінки" недоцільна, оскільки зростання густини теплового потоку у В-ПО незначне і складає 10-15%. Із збільшенням степеня обертання, швидкості повітря і його температури ефективність глибокої регенерації та рециркуляції рідини у В-ПО зростає.

8. Результати роботи можуть бути використані крім суднових у системах мікроклімату на автомобільному й залізничному транспорті, на стаціонарних об'єктах, у суднових морозильних апаратах, в установках для суднової та стаціонарної енергетики.

ПУБЛІКАЦІЇ

1. Радченко А.Н. Повышение надежности работы герметичных компрессоров судовых систем кондиционирования воздуха // Зб. наук. праць УДМТУ. - Миколаїв: УДМТУ, 2002. - № 1 (379). - С. 52-60.

2. Ставинский А.А., Радченко А.Н. Повышение эффективности охлаждения герметичных компрессоров судовых кондиционеров со встроенными электродвигателями // Зб. наук. праць. - Миколаїв: НУК, 2004. - № 4 (397). - С. 85-91.

3. Радченко А.Н. Анализ эффективности испарительно-компрессорных узлов судовых систем микроклимата // Зб. наук. праць. - Миколаїв: НУК, 2004. - № 5 (398). - С. 92-99.

4. Радченко А.Н. Исследование условий эффективной работы воздухоохладителей судовых автономных кондиционеров // Холодильная техника и технология. - Одесса: ОГАХ. - 2004. - №. 3. - С. 27-31.

5. Радченко А.Н. Экспериментальные характеристики транспортного кондиционера повышенной надежности // Авіаційно-космічна техніка і технологія. Сер. Двигуни та енергоустановки: Зб. наук. праць. - Харків: ХАІ. - 2003. - Вип. 40/5. - С. 47-50.

6. Радченко А.Н. Рациональное проектирование охладителей газа с фазовым переходом холодильного агента // Промышленная теплотехника. - 2003. -Том 25. - № 4. - С. 57-59.

7. Радченко А.Н. Экспериментальное исследование эффективности регенеративного цикла холодильной машины кондиционера // Холодильная техника и технология. - 2003. - № 4. - С. 40-44.

8. Радченко А.М. Підвищення енергетичної ефективності автономного кондиціонера // Теплоенергетика. Інженерія довкілля. Автоматизація / Вісник НУ "Львівська політехніка". - Львів: НУ. - 2004. - № 506 - С. 77-81.

9. Радченко А.Н., Сирота А.А. Прогнозирование условий снижения тепловой эффективности испарителей с внутритрубным кипением холодильного агента // Авіаційно-космічна техніка і технологія. Сер. Двигуни та енергоустановки: Зб. наук. праць. - Харків: ХАІ. - 2003. - Вип. 41/6. - С. 77-80.

10. Радченко А.Н., Сирота А.А. Особенности теплового расчета испарителей теплоиспользующих контуров на низкокипящих рабочих телах // Авіаційно-космічна техніка і технологія. Сер. Двигуни та енергоустановки: Зб. наук. праць. - Харків: ХАІ. - 2003. - Вип. 42/7. - С. 73-77.

11. Радченко А.Н., Андреев А.А. Использование теплоты дисперсных потоков в системах испарительного охлаждения // Холодильная техника и технология. - Одесса: ОГАХ. - 2003. - № 6. - С. 11-14.

12. Radchenko A. Experimental investigation of self container conditioner with increased reliability // Proceedings of the 10 International Symposium on Heat Transfer and Renewable Sources of Energy: HTRSE-2004. - Szczecin, Poland. - 2004. - P. 793-797. гідродинамічний компресорний інжектор

13. Stavinsky A.A., Radchenko A.N., Radchenko N.I. Improvement of the motor for hermetic refrigeration compressor // Fifth International Conference on Unconventional Electromechanical and Electrical systems. - Poland.- 2001.- Р. 535-538.

14. Radchenko A.N., Skorodumov А.P. Calculation of heat transfer during cooling the motor of hermetic refrigeration compressor // Fifth International Conference on Unconventional Electromechanical and Electrical systems. - Poland. - 2001. - Р. 511-514.

15. Радченко А.Н., Андреев А.А. Оптимальные массовые скорости НРТ в испарителях теплоиспользующих контуров // Холодильная техника и технология. - 2003. - № 4. - С. 5-9.

16. Радченко А.Н. Повышение эффективности совместной работы поршневого компрессора и воздухоохладителя системы судового микроклимата // Проблемы энергосбережения и экологии в судостроении: Тезисы докладов 3-й междунар. науч.-техн. конф. - Николаев: УГМТУ. - 2002. - С. 96-97.

17. Радченко А.Н. Некоторые пути сокращения потерь производительности при охлаждении встроенного электродвигателя судового герметичного холодильного компрессора // Проблемы энергосбережения и экологии в судостроении: Тезисы докладов 3-й междунар. науч.-техн. конф. - Николаев: УГМТУ. - 2002. - С. 95-96.

18. Радченко А.Н. Исследование условий совместной работы испарителя и компрессора системы судового микроклимата // Міжнар. конф. Кораблебудування: освіта, наука, виробництво. - Миколаїв: УДМТУ. - 2002. - Том 2. - С. 199-200.

19. Ставинский А.А., Радченко А.Н. Совершенствование герметичного холодильного компрессора со встроенным асинхронным электродвигателем // Міжнар. конф. Кораблебудування: освіта, наука, виробництво. - Миколаїв: УДМТУ. - 2002. - Том 2. - С. 226-228.

20. Радченко А.Н., Есин А.И. Экспериментальное исследование энергетической эффективности судового автономного кондиционера // Міжнародний енергоекологічний конгрес "Енергетика. Екологія. Людина": Тези доповідей. - Київ. - 2004. - C. 34.

21. Патент України № 69913А Герметичний компресор. Ставинський А.А., Радченко А.М. - Бюлетень. - 2004. - № 9.

22. Патент України № 69908А Парокомпресорна холодильна машина. Радченко А.М., Радченко М.І., Хомуленко О.П. - Бюлетень. - 2004. - № 9.

23. Патент України № 49371А Парокомпресорна холодильна машина. Радченко М.І., Радченко А.М. - Бюлетень. - 2002. - № 9.

24. Патент України № 69907А Холодильна машина. Радченко А.М., Радченко М.І., Єсін О.І. - Бюлетень. - 2004. - № 9.

Размещено на Allbest.ru