CC BY
46
УДК 574:519
С. Я. Алибеков, А. Г. Поздеев, Е. М. Царев
ДИНАМИЧЕСКИЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ СКОРОМОРОЗИЛЬНЫХ АППАРАТОВ АГРОИНЖЕНЕРНЫХ КОМПЛЕКСОВ
Представлена методика расчета динамического теплообменника. Все теплофизические параметры динамического теплообменника сравниваются с базовым стационарным ребристотрубным воздухоохладителем с прямоугольными ребрами. Установлено преимущество динамических систем воздухоохлаждения над стационарными.
Введение. Широкое распространение фермерских хозяйств вызывает необходимость создания новых типов холодильного оборудования малой производительности. Результаты системного анализа лесных комплексов показывают, что оборудование для лесного фермерства должно обладать мобильностью в регулировании рабочих параметров в широком диапазоне [1].
Холодильное технологическое оборудование и, в особенности, скороморозильные аппараты, отличается большими габаритами и весом, что в условиях работы малых предприятий приводит к дополнительным затратам при его транспортировке и эксплуатации на ограниченных площадях. Практически исключается создание мобильного холодильного оборудования, устанавливаемого на транспортных средствах. Основные проблемы в снижении массогабаритных показателей холодильного оборудования вызывают трубные теплообменники с пластинчатым оребрением, наиболее распространенные в источниках холодоснабжения [2].
Поэтому разработка новых типов теплообменников, в частности, оснащенных динамически устойчивой, замкнутой в кольцо ленты, приводимой в движение относительно трубопровода с хладоагентом (динамический ленточный радиатор), является актуальной задачей.
Цель работы - создание методики расчета динамических теплообменных аппаратов воздухоохладителей, предназначенных для использования в составе мобильного и малогабаритного скороморозильного технологического оборудования агропромышленных комплексов.
Принцип действия и схема расчета динамических теплообменников. Принцип действия динамического ленточного радиатора (рис. 1) состоит в следующем. Замкнутая в кольцо тонкая металлическая лента постоянной толщины и ширины приводится во вращение участком трубопровода с холодильным агентом. Движение ленты без скольжения относительно трубопровода обеспечивается двумя вращающимися в противоположных направлениях роликами.
Лента в поперечном сечении трубопровода принимает удлиненную устойчивую форму и может быть разбита на несколько расчетных однотипных участков (рис. 2).
Трение и теплоотдача ленточного теплообменника определяются в следующей последовательности.
Задается длина ленты I и с помощью кинематического расчета определяется форма кривой и производится деление ее на три расчетных участка: два прямолинейных и криволинейный. Выбирается скорость движения ус ленты и температура Т№ ее поверхности. Задается температура охлаждаемой среды Гх .
Рис. 1. Схема ленточного динамического воздухоохладителя с теплопередачей через подшипниковый узел: 1 - трубопровод с хладоагентом; 2 - теплопоглощающий элемент (барабан), корпус подшипникового узла; 3 - сальниковые уплотнения подшипникового узла; 4 - кинематические связи (катки); 5 - ленточный радиатор
Рис. 2. Схема разделения динамического ленточного радиатора на расчетные участки
Создание устойчивой пространственной формы ленточного радиатора в виде тонкой металлической ленты требует высоких скоростей ее движения. Условие квазистационарности формы ленты (7тш > 0, где гтт - минимальная продольная сила в поперечном сечении ленты) требует довольно высоких оборотов теплопоглощающего элемента (барабана) порядка нескольких сотен оборотов в минуту. В этих условиях надежность работы сальниковых уплотнений, гарантирующая от утечек аммиака в атмосферу, не может быть обеспечена. Кроме того, при повышенных требованиях к быстроходности барабана на него воздействуют быстропеременные нагрузки со стороны ленточного радиатора. Существенная динамическая асимметрия нагрузок на сальниковые уплотнения приводит к быстрому их износу.
Для обеспечения надежной работы динамических воздухоохладителей необходимо включение в систему подшипникового узла (см. рис. 1).
Далее рассматривается только подшипниковый узел, заполненный теплопроводной смазывающей жидкостью.
Решение контактно-гидродинамической проблемы [3] в общей постановке заключается в совместном решении трех взаимосвязанных задач: гидродинамической - для протекающего через зазор смазывающего вещества; контактной - для трущихся поверхностей; тепловой - для смазочного вещества и трущихся поверхностей. Поэтому для инженерных расчетов ограничимся решением указанных задач методом суперпозиции решений [4].
Предположим, что жидкость обладает ньютоновскими свойствами и ее вязкость зависит от давления по закону Баруса:
где /л0- вязкость при атмосферном давлении, Па с;
2
г/ - пьезокоэффициент вязкости, м /Н;
к0 - гидродинамическое давление в данной точке, Па.
Определим поверхности теплообмена. Расчеты будем основывать на совместном решении уравнений теплового баланса и теплопередачи. Методика расчета воздухоохладителя.
Ребристотрубный воздухоохладитель с прямоугольными ребрами полагается базовым. Номинальную холодопроизводительность примем равной <2 = 104 Вт, в качестве холодильного агента используется аммиак при рабочей температуре ^ = -40° С=233,15 К. Исходная температура воздуха t¡=+20o С=293,15 К. Вид теплообмена - от охлаждаемого воздуха к хладоагенту с перекрестным током.
Введем постоянные величины, характеризующие процесс охлаждения: 1) барометрическое давление Ва = 1,013 105 Па; 2) ускорение свободного падения £=9,81 м/с ; 3) газовая постоянная сухого воздуха Яхс = 29,27 м/К; 4) теплоемкость су-
о ~
хого воздуха при исходной температуре /1н =20 С равна Ср1н =1,005-10 Дж/кг, а при конечной температуре %=-35°С она составит Ср1к =1,013 -103 Дж/кг, поэтому расчетное значение равно Ср1 =1,009-103 Дж/кг; 5) примем массовое расходное паросодержание аммиака на входе в теплообменник Х1 =0,2, и, задавая кратность циркуляции аммиака Рс =5, найдем величину массового расходного паросодержания на выходе из аппарата
Х2 -Хг + — = 0,4; 6) удельная теплота парообразования аммиака при заданной темпере
ратуре г0 = 1,3915-106 Дж/кг; 7) коэффициент теплопроводности материала трубы (сталь) Лт= 45,4 Вт/(м-К); 8) коэффициент теплопроводности материала ребра (сталь) Ар =45,4 Вт/(м-К); 9) шаг труб по фронту ^ =0,06 м; 10) шаг труб по потоку воздуха 5*2 = 0,06 м; 11) наружный диаметр труб с1И = 0,022 м; 12) внутренний диаметр труб с1в =0,018 м; 13) число труб по фронту пф =20 ; 14) толщина ребра 5р =0,001 м; 15) высота пластины по фронту Яи=0,117 м; 16) ширина пластины по потоку ¿>н = ОД 17 м; 17) число труб, охватываемых пластиной «1=4; 18) расход воздуха 1Х = 5 м /с.
Для расчета динамических теплообменников используем однотрубную систему снабжения хладоагентом, ориентируясь на параметры базового ребристотрубного воздухоохладителя. Оставив геометрические характеристики сечения без изменения, определяем минимальную длину трубопровода в его активной части.
В заключение определим характеристики движения ленты теплообменника.
а V2
Найдем параметр скорости ленты // = л с = 5,3 м/с, который меньше величины
щ
g{Jл<g), поэтому равновесных форм стационарного движения ленты не существует. Лента может сохранять свою динамическую форму только в направляющих.
Выводы. В результате расчетов получаем тепловые характеристики теплообменников с динамическим ленточным радиатором и теплопроводным подшипником.
Сравнение теплофизических параметров воздухоохладителей позволило выявить преимущество динамических систем воздухоохлаждения над стационарными.
Список литературы
1. Арзамасцев, А. Д. Проект программы «Управление ресурсным потенциалом сельскохозяйственного и лесного комплексов Республики Марий Эл» / А. Д. Арзамасцев, Ю. Я. Дмитриев, А. Г. Поздеев, В. Г. Самойленко // Управление ресурсным потенциалом сельскохозяйственного и лесного комплексов Республики Марий Эл. Материалы научно -практ. семинара. - Йошкар-Ола: Институт гос. службы и управления при Президенте Республики Марий Эл, 1996. - 60 с.
2. Арманд, А. А. Расчет переходных процессов в теплообменниках / А. А. Арманд // Теплообмен при высоких температурах и других специальных условиях. - М.: Госэнергоиздат, 1959. - С. 150-156.
3. Кодонир, Д. С. Контактная гидродинамика смазки деталей машин / Д. С. Кодонир. - М.: Машиностроение, 1976. - 304 с.
4. Галицейский, Б. М. Тепловые и гидродинамические процессы в колеблющихся потоках / Б. М. Га-лицейский, Ю. А. Рыжов, Е. В. Якут. - М.: Машиностроение, 1977. - 256 с.
Статья поступила в редакцию 05.09.08 S. Ya. Alibekov, A. G.Pozdeyev, E. M. Tzaryov
DYNAMIC HEAT EXCHANGERS OF FAST-FREEZING DEVICES OF AGRO-ENGINEERING COMPLEXES
The technique for calculating the dynamic heat exchanger is submitted. All the thermal physical parameters of the dynamic heat exchanger are compared with a basic stationary ribbed-pipe air cooler with rectangular ribs. The advantage of dynamic systems of air cooling above stationary ones is established.
АЛИБЕКОВ Сергей Якубович - доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой машиностроения и материаловедения МарГТУ. Область научных интересов - вопросы инженерной экологии, композиционные порошковые материалы, термическая обработка сплавов. Автор более 120 научных работ.
ПОЗДЕЕВ Анатолий Геннадиевич - доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой водных ресурсов МарГТУ. Область научных интересов - проблемы водного транспорта и комплексного освоения водных ресурсов; математическое моделирование в гидродинамике и экологии. Автор более 60 научных работ.
ЦАРЕВ Евгений Михайлович - доктор технических наук, профессор кафедры технологии и оборудования лесопромышленных производств. Область научных интересов - вопросы инженерной экологии и защиты водных ресурсов при сплаве леса. Автор 76 научных работ.
