CC BY
25
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
Научные основы повышения производительности машин и агрегатов бытового назначения
Г. С. Сухов,
д. ф.-м. н. профессор, профессор кафедры сервиса торгового оборудования и бытовой техники
Г. В. Лепеш,
д. т. н., профессор, зав. кафедрой сервиса торгового оборудования и бытовой техники, директор НИИ Техники и технологии сервиса
Санкт-Петербургский государственный университет сервиса и экономики (СПбГУСЭ)
Г. В. Парантаев,
д. т. н., профессор, профессор кафедры прикладной физики, заслуженный деятель науки РФ
В статье научно обосновываются возможные физические причины, которые могут быть положены в основу модернизации основных видов бытовой техники, предлагаются мероприятия по улучшению технических показателей работы различных видов отечественной бытовой техники. Производится оценка эффективности предложенных мероприятий.
Are they scientifically motivated possible physical reasons, which can be prescribed in base of the modernizations main type home appliances, are offered actions on improvement of the technical factors of the work different type domestic home appliances. It is produced estimation to efficiency offered action.
В настоящее время отечественный рынок почти полностью заполнен импортной бытовой техникой разнообразного назначения. Однако, в силу своей относительно высокой стоимости она доступна лишь ограниченному кругу покупателей, составляющих примерно 10% населения страны. Налицо проблема обеспечения основной массы потенциальных потребителей современными бытовыми приборами. Она может быть решена путем организации крупносерийного производства относительно недорогой отечественной техники, которая по своим техническим и экологическим характеристикам, а также эксплуатационным качествам отвечает международным стандартам. Одним из возможных путей достижения этой цели является модернизация лучших образцов отечественных машин и агрегатов бытового назначения.
Холодильники. Одной из основных эксплуатационных проблем бытового парокомпрессионного холодильника (ПКХ) является своевременная периодическая очистка морозильной камеры от ледяного нароста. Она решается путем принудительной вентиляции камеры потоком горячего воздуха от специального нагревателя (система «no frost»), или путем реверсирования работы мотора-компрессора, приво-
дящего к быстрому прогреву испарителя. Если первый из названных способов уже практически внедрен в крупносерийное производство за рубежом и в России (например, «Electrolux», «Стинол») [1], то второй пока находится в стадии опытных разработок.
Устойчивость работы холодильного агрегата ПКХ во многом определяется нормальным функционированием конденсатора хладагента. При высокой температуре атмосферного воздуха (свыше +30°С) теплообменные процессы в конденсаторе подавляются и он перестает эффективно работать. Это приводит к прогреву мотора-компрессора и аварийной остановке агрегата. Нормализовать теплообменные процессы можно путем установки системы принудительной вентиляции в нижней части конденсатора [2, 3].
Оснащение ПКХ устройством для аккумулирования холода существенно повышает его эксплуатационные качества, давая возможность в течение нескольких часов сохранять продукты в охлажденном и замороженном состоянии в условиях прекращения подачи электрической энергии.
Стиральные машины. Среди множества возможных конструкций автоматических стиральных машин (АСМ) в настоящее время доминируют барабанные,
процесс стирки в которых реализуется посредством простой перевалки белья во вращающемся горизонтальном перфорированном барабане, частично погруженном в раствор моющего вещества (так называемая механическая стирка). Ее эффективность определяется двумя показателями: качеством и продолжительностью процесса.
Эти показатели можно существенно улучшить, внедряя в технологию механической стирки такие физические процессы, как:
• псевдокипение моющего раствора;
• виброакустический процесс;
• режим дождевания моющим раствором и др.
Стимулирующее действие перечисленных факторов [4] в конечном счете сводится к интенсификации микроциркуляции моющего раствора, ускоряющей процесс отделения загрязнений от структуры повергаемых стирке материалов.
Бытовые электропылесосы. Базовыми показателями качества работы этой категории бытовых машин являются: качество очистки запыленных поверхностей и содержание пыли в отработанном воздухе. Высокие характеристики по первому показателю могут быть получены за счет возрастания интенсивности всасывания путем увеличения мощности электропривода и предельного снижения потерь напора на местных сопротивлениях в рабочем тракте пылесоса, а также за счет применения специализированных высокоэффективных насадок [5].
Высокая экологичность пылесосов, определяемая в первую очередь высокой степенью очистки от пыли отработанного воздуха, может быть достигнута внедрением принципиально новых, перспективных методов фильтрации воздуха. В отличие от традиционной фильтрации пылевых частиц с помощью тканевых или металлических сеток эти методы основаны на использовании электростатического поля, газокапельной среды или барботажного процесса. В первом случае удаление электрически заряженных частиц из воздушного потока происходит под действием поперечного электростатического поля [6], а во втором — вследствие налипания пылевых частиц на поверхность капель или воздушных пузырьков.
Рассмотрим некоторые из перечисленных аспектов улучшения технических показателей работы отечественной бытовой техники.
К вопросу о девакуумизации холодильной камеры парокомпрессионных бытовых холодильников
Современные бытовые холодильники представляют собой высокоавтоматизированные и удобные в эксплуатации аппараты. К их числу относится отечественный холодильник марки «Стинол», выпускаемый Липецким заводом холодильников. Опыт эксплуатации данного холодильника (около 8 лет) позволил выявить как его достоинства, так и некоторые (в основном конструкционные) недостатки. К ним, в частности, относится эффект «прижатия двери», возникающий вследствие образования вакуума в холодильной камере. Вакуум возникает в результате сильного охлаждения воздуха при наличии качественно-
го уплотнения двери и приводит к значительному перепаду давлений между внешней атмосферой и воздухом, заключенным в объеме холодильной камеры. Перепад давлений сопровождается появлением силы, прижимающей дверь к корпусу холодильника. Это явление характерно чаще всего для однодверных аппаратов с большой площадью двери, например, для холодильников «Стинол-205», морозильников «Стинол-126» и зарубежных «Rosenlew» и др.
Существующие нормативы допускают приложение определенного усилия при открывании двери, но не превышающего 10 Н. Однако, как показывают опыт эксплуатации и расчеты, для преодоления эффекта прижатия двери требуются усилия, намного превышающие нормативную величину. В расчетах в качестве базового соотношения принято уравнение состояния сухого воздуха (учет влажности воздуха не вносит существенных поправок) следующего вида [7]:
Р Ух = М Я (£ + 273),
где Ух — холостой (т. е. занятый газовый фазой) объем холодильной камеры; М и £ — масса и температура воздуха в камере; Р — давление воздуха; Я = = 287Дж/(кг-К) — газовая постоянная воздуха.
Для вычисления силы прижатия двери получена формула:
^ = Ра 5 (£л - £)/(£а + 273),
где Ра и £а — атмосферное давление и температура; 5 — площадь двери.
Расчеты силы прижатия выполнены при Ра = 105 Па, £а = 25°С, для холодильника «Стинол-205» (5=0,785м2, глубина охлаждения от +5 до 0°С) и представлены в табл. 1.
Как видно из табл. 1, сила прижатия существенно зависит от температуры в холодильной камере, с понижением которой она возрастает.
Следует отметить, что расчеты проведены в предположении об идеально плотной герметизации камеры, а также — полного замещения находящегося в ней воздуха на атмосферный при открывании двери. Так как на практике эти условия выполняются лишь частично, то сила прижатия оказывается существенно ниже расчетной. Однако, как показывает практика, она все же достаточно велика и значительно превышает приведенный выше норматив.
Для устранения названного эффекта, снижающего эксплуатационные качества холодильника, предлагается устройство, конструктивно достаточно простое и надежное в работе. Оно представляет собой воздушный клапан-девакуумизатор, состоящий из следующих основных деталей (рис. 1): шток-шайбы 1 с уплотнительной прокладкой 2, перекрывающей проходной отверстие клапана; на шток-шайбе име-
Таблица 1
г, °С І7, н г, °С І7, н
25 0 10 3945
20 1315 5 5260
15 2630 0 6575
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
Рис. 1. Схема клапана-девакуумитизатора
ются выточки А для пропуска воздуха; пружины 3, прижимающей шток-шайбу 1 к отверстию; прижимной шайбы 4 с резьбой для поджатия пружины; фасонного цилиндрического корпуса клапана 5.
В головной части корпуса имеется опорный кольцевой выступ Б, а в донной (со стороны пружины) — резьба для навинчивания крепежной шайбы 6. С помощью этих приспособлений клапан-девакуумизатор легко закрепляется в отверстии, специально высверленном в стенке или двери холодильного шкафа 7.
Работает устройство следующим образом. При нажатии на шток-шайбу, выступающую из корпуса клапана наружу в виде кнопки, открывается проходной канал внутри клапана. Через него из наружной атмосферы в холодную камеру поступает воздух и устраняет вакуум, являющийся непосредственной причиной прижатия двери.
В экстремальных условиях, когда температура окружающей среды достигает +35°С и выше, нередки случаи аварийного отключения бытовых холодильников вследствие перегрева мотора-компрессора. Приводит к этому совокупность физических процессов, протекающих в контуре холодильного агрегата. Первопричиной является резкое ухудшение работы конденсатора холодильника, в котором благодаря теплоотдаче во внешнюю среду происходит сложный, многостадийный процесс охлаждения перегретого пара хладагента, его конденсации и переохлаждения конденсата. Интенсивность этого процесса зависит от двух факторов: величины коэффициента теплопередачи К и температурного напора, определяемого, как разность между средней температурой хладагента в конденсаторе ^ и температурой наружного воздуха
Форсирование работы конденсатора парокомпрессионного бытового холодильника
Теплоотдача хладагента во внешнюю среду определяется величиной плотности теплового потока через стенку трубки конденсатора в соответствии с законом теплопередачи
q = К О^к - О. (1)
При этом коэффициент теплопередачи определяется формулой
К = (1/а1 + д/Я0 + 1/а2) - 1, (2)
в которой «1 и а2, соответственно, коэффициенты внутренней и внешней теплоотдачи, Яо — коэффициент теплопроводности материала трубки конденсатора, д — толщина стенки трубки.
Процесс передачи теплоты от хладагента во внешнюю атмосферу состоит из трех последовательных стадий:
• теплоотдача от горячего хладагента в стенку конденсатора (внутренняя теплоотдача);
• распространение теплоты в стенке (теплопроводность);
• теплоотдача от стенки во внешнюю среду (внешняя теплоотдача).
Термическое сопротивление процесса в целом определяется суммой термических сопротивлений названных выше стадий:
R = 1/а1 + д/Я0 + 1/а2, (3)
вклад которых в общее термическое сопротивление процесса теплопередачи неравноценен.
При весьма хорошем тепловом контакте сжатого до высокого (порядка 106 Па) давления хладагента с внутренней поверхностью трубки конденсатора коэффициент внутренней теплоотдачи достаточно велик и имеет порядок а— 103 Вт/(м2-К). Напротив, тепловой контакт наружной поверхности трубки с атмосферным воздухом слабый и, соответственно, мал коэффициент внешней теплоотдачи, который имеет порядок а2—10 Вт/(м2 • К). Теплопроводность материала стальной трубки конденсатора обычно порядка Яо=10 Вт/(м • К) при толщине стенки трубки д—10-3 м. С учетом сказанного соответствующие термические сопротивления стадий процесса теплопередачи оцениваются величинами (1/а 1—10-3, 1/а2 —10-1, д/Я0—10-4) (м2 • К)/Вт.
Оценки показывают, что основной вклад в термическое сопротивление процесса теплопередачи в конденсаторе вносится на стадии внешней теплоотдачи, то есть R— 1/а2 или К—а2. Последнее означает, что в конденсаторе холодильника интенсивность процесса теплопередачи от хладагента в воздушную среду лимитируется на стадии внешней теплоотдачи и полностью ей определяется. Формула (1) для величины плотности теплового потока при этом трансформируется и принимает следующий вид:
q = а2 ^к — ^н). (4)
При высокой температуре наружного воздуха ^ величина температурного напора в конденсаторе падает. Одновременно снижается и коэффициент внешней теплоотдачи а2, который в штатном режиме работы холодильника (естественная конвекция воздуха в зоне конденсатора) пропорционален величине температурного напора. Эти обстоятельства согласно уравнения (4) приводят к снижению интенсивно-
сти теплоотдачи конденсатора и способствуют неполному ожижению в нем хладагента. В результате последний, дополнительно испарившийся в дросселе, поступает в морозильную камеру (испаритель) в виде влажного пара с относительно низким содержанием конденсата (высокая начальная степень сухости ^). Это означает снижение удельной холодопроизводи-тельности агрегата, поскольку последняя реализуется за счет выкипания хладагента и определяется величиной г (1 - Яо), где г — удельная теплота парообразования. Охлаждение становится неэффективным, удлиняет продолжительность работы мотора-компрессора и сопровождается перегревом его корпуса. Последнее в свою очередь приводит к новому повышению температуры наружного воздуха, снижению теплоотдачи конденсатора и т. д. Таким образом, процесс приобретает самоускоряющийся характер и, в конечном счете, завершается аварийной остановкой агрегата.
Описанной ситуации в разработках как отечественных, так и зарубежных бытовых ПКХ обычно должного внимания не уделяется. Соответственно, отсутствуют и устройства для ее устранения.
Подобную ситуацию можно предотвратить, форсируя работу конденсатора в условиях низкого температурного напора увеличением коэффициента внешней теплоотдачи а2. Его рост обеспечивается путем дополнительного ускорения свободно-конвективного потока воздуха, омывающего трубку конденсатора 1, расположенную у задней стенки холодильника 2. Ускорение достигается помещением трубки внутрь вертикально расположенного плоского сходящегося сопла 3 (см. рис. 2). Эффективность такого способа, для которого характерно отсутствие вентилятора (пассивная вентиляция), можно оценить, сравнивая значения коэффициента а2 в штатном режиме (без сопла) и в форсированном режиме (с соплом). Для проведения количественных оценок был
1
Рис. 2. Расположение сопла-ускорителя на корпусах ПКХ
выбран бытовой ПКХ марки «Бирюса-22», работающий при температуре окружающей среды Ьн=20°С.
Теплоотдача хладагента во внешнюю среду происходит в условиях естественной конвекции атмосферного воздуха и определяется критериальным уравнением общего вида:
№ = /(Рг, Gг), (5)
где № = «2^Д, Рг, Gг = вgДtL3/v2 — соответственно: критерии Нуссельта, Прандтля и Грасгофа, X и V — средние коэффициенты теплопроводности и вязкости воздуха, g = 9,81м/с2, Ь — линейный масштаб процесса теплоотдачи, в — коэффициент термического расширения воздуха.
Штатный режим
В холодильнике «Бирюса-22» температуры хладагента на входе и выходе из конденсатора равны соответственно £ =145°С и Ь т =35°С. Средняя темпе-
вх вых А
ратура воздуха в трубке конденсатора составляет: Ьк=0,5 (Ьвх + Ьвых)=90°С. Средняя температура атмосферного воздушного потока: £=0,5 (Ьк + Ьн)=55°С. Число Прандтля воздушного потока Рг (Ь)=0,697. Кинематический коэффициент вязкости и коэффициент теплопроводности воздуха равны, соответственно,
V (0 =18 • 10-6 м2/с и X (0=2,83 • 10-2Вт/(м • К). Температурный напор ДЬ=Ьк-Ьн=70°С, в = 1/(Ь+273) = = 0,003 К-1. Высота конденсатора определяет величину линейного масштаба теплообмена Ь=0,7 м. Число Грасгофа составляет Gг=2,21 • 109.
В данном случае, когда произведение Gг • Рг=1,55 • 109, рекомендуемое для инженерных расчетов критериальное уравнение (5) приобретает конкретный вид [8] № = 0,15 ^г- Рг)0,33, откуда следует а2=0,15 (Х/Ь) ^г-Рг)0,33=6,11 Вт(м2 * К).
Форсированный режим
В данном случае свободно-конвективный поток поступает в сходящееся сопло снизу и ускоряется в нем. Для определенности приняты следующие параметры сопла - ускорителя: длина сопла — Ь=0,7 м, высота на входе — =0,1 м, на выходе — Л_=0,02 м,
вх вых
ширина — Ь=0,65 м, угол схождения а=6,5°.
Режим внешней теплоотдачи конденсатора, помещенного внутрь сопла, зависит от величины числа Рейнольдса восходящего потока, среднее значение которого определяется формулой Ие = (У^^), где
V — средняя скорость восходящего воздушного потока в сопле; Л — эквивалентный диаметр сопла; V — кинематический коэффициент вязкости воздуха.
Величина эквивалентного диаметра Л определяется, как среднее значение между эквивалентным диаметрами на входе и на выходе
Л = (0,5 (Лвх + Ь) + 0,5 (Лвых + Ь))/2 = 0,355 м.
Кинематический коэффициент вязкости воздуха в сопле определяется средней температурой воздуха £=55 С и составляет н=18-10-6 м2/с.
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
Средняя скорость восходящего потока в сопле определяется величинами скоростей на входе Vвх и на выходе Vвых из сопла
ряется. При этом скорость потока на оси струи убывает по закону [10]
У = 0,5 (^вх + 7ВЫХ).
(6)
Ш = 0,021 Re0’8 Рг0’4.
(7)
= х-1/3
V = х
(8)
При этом под Увх понимают скорость свободноконвективного потока у горячей вертикальной поверхности конденсатора в штатном режиме. Она может быть вычислена по формуле [9]
Увх = (0,5 g Ь (Гк/Гн - 1))0’5 = 0,77 м.
Скорость Увых определяется уравнением неразрывности потока воздуха в сопле
Увых = Увх ^вх / ^вых = 3,85 м.
При этом согласно (6) величина У=2,31 м/с. Число Рейнольдса восходящего потока оказывается равным Ие = 44917>104.
Таким образом, в данном случае внутри сопла устанавливается режим развитого турбулентного движения, при котором процесс перемешивания частиц воздуха протекает настолько интенсивно, что температура потока остается практически постоянной. В подобной ситуации существование свободной конвекции становится невозможным и процесс теплоотдачи конденсатора полностью определяется факторами вынужденного движения [8]:
При температуре воздуха в сопле £=55°С величина Рг = 0,7, а коэффициент теплопроводности воздуха X = 2,83 • 10-2 Вт/(м • К). Подстановкой этих значений в (7) получаем
а2 = 0,021 (Я/^) Ие0,8 Рг0,4 = 7,78 Вт/(м2-К).
Таким образом, выполненные выше оценки показывают, что усиление вентиляции конденсатора ПКХ с помощью плоского сопла-ускорителя заметно улучшают работоспособность конденсатора, увеличивая коэффициент внешней теплоотдачи на 27%.
Существенно большего возрастания коэффициента внешней теплоотдачи можно добиться при использовании режима активного охлаждения трубок конденсатора ПКХ посредством системы вентиляторов [3].
В качестве примера рассмотрим ситуацию, когда восходящий поток воздуха создается двумя минивентиляторами с суммарным объемным расходом 22 = 0,04 м3/с. Воздух подается снизу вверх через плоское сопло размерами 0,6- 0,01 м площадью 5=0,006 м2. При этом скорость потока на срезе сопла составляет
У0=й /5 = 6,67 м/с.
Образующаяся у среза сопла воздушная струя, распространяясь вдоль трубки конденсатора, расши-
где х — расстояние по вертикали от среза сопла. Зависимость (8) свидетельствует об очень слабом убывании осевой скорости струи с удалением от сопла. Например, при увеличении координаты х в 10 раз скорость убывает лишь в 2 раза. Это обстоятельство позволяет считать, что трубка конденсатора на всем ее протяжении обдувается потоком воздуха с практически постоянной скоростью V=Vo.
В данном случае мы имеем дело с потоком в режиме вынужденной конвекции в воздушном зазоре между корпусом холодильника и стенкой помещения. Принимая поперечник зазора а = 0,1 м, а его ширину Ь = 0,6 м, определяем эквивалентный диаметр зазора й = 0,5 (а+Ь) = 0,35 м.
Принимая значения параметров V, X и Рг адекватными их значениям в штатном режиме, определяем число Рейнольдса. Его величина Ие = 129694 свидетельствует о наличии в зазоре развитого турбулентного движения, при котором критериальное уравнение теплоотдачи определяется формулой (7), из которой следует соотношение для вычисления коэффициента внешней теплоотдачи
а2 = 0,021 (Х/й) Ие0’8 Рг0’4 = 18,17 Вт/(м2-К).
Как показывают расчеты, использование принудительной вентиляции конденсатора приводит к весьма существенной интенсификации его работы, выражающейся в росте внешнего коэффициента теплоотдачи. Тем самым устраняется проблема снижения эффективности работы бытового холодильника в условиях повышенной температуры внешней среды.
Практически рассмотренный метод может быть реализован с помощью простейшего съемного устройства — приставки к холодильнику (рис. 3). Устройство состоит из горизонтально расположенного ци-
Рис. 3. К вопросу об интенсификации работы конденсатора ПКХ
линдрического корпуса — пенала 1, в торцы которого вмонтированы два минивентилятора 2, подающие воздух навстречу друг другу. В верхней части пенала расположено плоское сопло 3, истекающий из сопла воздух в виде плоской струи 4 омывает вертикальные трубки конденсатора 5.
Для достижения максимального эффекта охлаждения конденсатора крепление приставки на корпусе холодильника должно обеспечивать совпадение плоскости симметрии струи с плоскостью расположения трубки змеевика конденсатора.
В целях избежания забора в пенал воздуха, нагретого мотором-компрессором, длина пенала должна быть не менее ширины холодильного шкафа.
Экономию потребляемой приставкой электроэнергии обеспечивает ее синхронная работа с холодильным агрегатом, для чего питание приставки должно осуществляться через пусковое реле холодильника.
Интенсификация процесса стирки в автоматических стиральных машинах
В настоящее время среди стиральных машин отечественного производства широко распространены машины барабанного типа. В них эффект стирки достигается перевалкой белья в моющем растворе внутри вращающегося горизонтального барабана. В современных зарубежных образцах эффективность стирки зачастую усиливается дополнительным орошением белья под слабым напором (так называемое «низконапорное орошение») моющим раствором с помощью различных приспособлений (например, в стиральных машинах марки «Аристон»).
Учитывая это обстоятельство, целесообразно оснащение также и отечественных стиральных машин барабанного типа системой дополнительного орошения белья с целью улучшения качества стирки.
Базовой для соответствующей реконструкции выбрана машина марки «Эврика». Центральным в вопросе и модернизации является выбор конструкции оросительного устройства (так называемого «гребня») и получение расчетного соотношения для определения оптимальных габаритных характеристик гребня [4].
Конструктивно гребень может быть выполнен в виде коробки 1, укрепленной на внутренней поверхности барабана 2 вдоль его оси. Стенка коробки 3, обращенная к оси барабана (верхнее основание гребня), дренирована отверстиями 4, через которые происходит струйное истечение моющего раствора 5 (рис. 4).
Такие устройства в количестве трех или более расположены по периметру стенки внутри барабана. Находясь в затопленном состоянии (нижнее положение), они заполняются моющим раствором, а затем по мере вращения барабана поднимаются вверх над бельем, опорожняются через отверстия, обеспечивая процесс орошения.
Для определения времени истечения жидкости через отверстия в верхнем основании гребня составляется дифференциальное уравнение истечения. Оно
Рис. 4. Расположение гребня в барабане стиральной машины
отражает баланс объемной утечки жидкости из коробки гребня за бесконечно малый промежуток времени -----БЬіг и суммарного расхода жидкости в
струйках, истекающих из отверстий в верхней стенке гребня за тот же промежуток времени Оі т, т. е.
-БЬіг = Оі т. (9)
Здесь В и Ь — соответственно длина и ширина коробки гребня; т — элементарное понижение высоты уровня жидкости в коробке за время і т; О — объемный расход жидкости через все отверстия в верхней стенке коробки. Его величина определена решением классической задачи об истечении жидкости из сосуда [іі]
О = 0,6 т ш (2 g г)0’5, (10)
где ш и т, соответственно, площадь сечения одного отверстия и количество отверстий в коробке гребня; g =9,81 м/с2 — ускорение свободного падения; г — координата (высота) уровня жидкости в коробке.
Интегрируя уравнение (9) в пределах от начального момента истечения (т = 0, г = &Н, 0 < & <1 — коэффициент заполнения коробки гребня жидкостью, Н — высота коробки) до конечного момента времени, соответствующего полному истечению жидкости (т = тист, г = 0), получим расчетное соотношение
тист = 2,36 (БЬ/т ш)(kH/g)0’5, (11)
определяющее время истечения раствора из коробки гребня.
С другой стороны обычно время истечения принимается равным времени пребывания коробки гребня над поверхностью раствора при нормальной загрузке рабочей камеры (то есть при погружении в раствор около 40% периметра барабана). Остальные 60% периметра остаются над поверхностью раствора. При такой ситуации время истечения определяется в зависимости от частоты вращения барабана п (1/с) простым соотношением
тист = 0,6/п. (12)
Объединяя уравнения (11) и (12), получим формулу
т = 0,125 ((пБЬ)/ш) (&Н)0,5, (13)
связывающую между собой основные конструкционные характеристики гребня с режимным параметром п — частотой вращения барабана. Таким образом,
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
соотношение (13) может быть положено в основу обоснованного проектирования оптимальной конструкции гребня.
Например, поскольку обычно для стиральных машин барабанного типа п = 1 (1/с) [12], то при заданных параметрах гребня 5=0,4 м, 1=0,02 м, #=0,01 м, К=1, о=0,25 • 10-4 м2 количество отверстий в корпусе гребня должно составлять т=40.
При этом совокупный расход моющего раствора в струях, создаваемых гребнем, определяется формулой
£ = о т (я к)0'5
и равен £ =0,31 л/с, а напор в струях к=Н = 0,01 м.
Технология стирки с использованием дополнительной оросительной системы, состоящей из нескольких гребней на внутренней поверхности барабана, имеет весьма ограниченные возможности в плане интенсификации процесса стирки. Основной причиной этого являются низкая напорность и расход моющего раствора в создаваемых гребнями струях. По порядку величины они составляют: к—10-2м, £—0,1 л/с.
Очевидно, что эффективность стимуляции стирки таким методом можно существенно увеличить, подняв напор и расход жидкости в струях и обеспечив регулирование этих параметров в широких пределах.
Эти требования могут быть реализованы в системе активного дождевания, принципиальная схема которой представлена на рис. 5. Система состоит из всасывающего трубопровода 1, подключенного к днищу рабочей камеры машины 2, лопастного насоса Н, перекачивающего моющий раствор из камеры в напорную магистраль 3, душевой трубки 4, расположен-
ной внутри барабана 5 и дренированной отверстиями, формирующими высоконапорные струи, и крана К, регулирующего расход и напор жидкости в струях. Последние, попадая на белье, создают на его поверхности интенсивную микроциркуляцию жидкости, обеспечивающую эффективную стирку.
Ниже приводится гидравлический расчет подобной системы с целью оценки величины напора и расхода моющего раствора в струях, а также возможности варьирования этих параметров. Решение этой задачи строится на основе уравнения Бернулли, записанного для двух сечений гидравлической магистрали: «1» (уровень раствора в рабочей камере) и «2» (уровень раствора в душевой трубке)
(«1 У12)/(2 я) + РМ1/У + 21 =
= (а2 У22)/(2 я) + Рм2/У + 22 + К, (14)
где V2, Рм1, Рм2 — средние скорости и манометри-
ческие давления в сечениях «1» и «2»; у — объемный вес раствора; 21, — высоты положения сечений «1»
и «2» относительно плоскости сравнения (обозначена на рис. 5 индексом «0»); а^, а^ — коэффициенты Кориолиса, зависящие от режима течения в магистрали; к8 — полные потери напора в магистрали между сечениями «1» и «2». Они определяются соотношением
hs = hw + 2 Км + Кн
(ї5)
в котором кт — потери напора по длине канала; 2 кй — суммарные потери напора на местных сопротивлениях, включенных в магистраль
мї
+ Км2 + Кмз + Км4 + К
^мЗ
м4
(16)
Рис. 5. Принципиальная схема системы активного дождевания
кн — «потери» напора на гидронасосе («Н» на рис. 5).
Движение жидкости в магистрали предполагается стационарным, что означает постоянство объемного расхода в любом сечении магистрали, т. е.
Q = м V = const.
(17)
Полагая, что сечение трубы магистрали всюду одинаково (м = const), приходим к выводу о постоянстве средней скорости в любом сечении магистрали (V = const).
Вполне оправданное предположение о постоянстве температуры моющего раствора (t = const), позволяет считать его кинематический коэффициент вязкости v (t) =const.
Сказанное выше означает постоянство числа Рей-
нольдса
Re = Vd/v = const,
(18)
а также и связанных с ним коэффициентов Карио-лиса (а1=а2).
Кроме того, так как в контрольных сечениях «1» и «2» давление раствора равно атмосферному, то
Рм1 Рм2 °.
Таблица 2
Таблица 3
Из приведенных соображений непосредственно следует
(а1 ^2)/(2 я) = (а2 У22)/(2 я) и Р^/у =Рм2/у ,
что существенно упрощает уравнение Бернулли, которое принимает вид:
21 = 22 + кя, + 2 км; + кн. (19)
Можно считать, что трубопровод магистрали достаточно короткий и потери напора по его длине пренебрежимо малы по сравнению с потерями на многочисленных местных сопротивлениях. Полагая кт—0, из (19) получим
21 = 22 + 2 Кмг + кн. (20)
Входящие в уравнение (20) потери напора на местных сопротивлениях определяются законом Вейс-баха
Км = £ (V2/(2я)), (21)
в котором ^ — коэффициенты местного сопротивления.
В уравнении (20) км1=кш=кш5 — потери напора в потоке при повороте трубы на угол 90°; Км1 — потери напора при прямом входе в трубопровод; Кмз — потери напора в регулировочном кране («К» на рис. 5). Соответствующие перечисленным потерям коэффициенты местных сопротивлений согласно данным в [13] равны: £2=£4=£5=1,1; ^=0,5.
Коэффициент ^3 зависит от величины угла поворота оси проходного отверстия пробки регулировочного крана по отношению к оси трубы. Эта зависимость (для крана типа КПП-20) представляется в следующем виде (табл. 2).
«Потери» напора в лопастном насосе в действительности являются не потерями, а приращением напора, который создается в жидкости в процессе ее перекачивания насосом в напорную магистраль. Эта величина называется «напор насоса» и обозначается Н. Очевидно, что кн= -Н.
С учетом сделанных выводов уравнение (20) принимает вид:
Н = 22 - 21 + (3,8 + &) V2/2 ё. (22)
Дальнейшие преобразования уравнения (22) связаны с переходом от скорости V к объемному расходу Q согласно соотношению (17), а также с выбором конкретных параметров магистрали системы дождевания. Они определены с учетом габаритов СМП «Эврика», выбранной в качестве базовой модели стиральной машины: 21=0,3 м; 22=0,7 м; диаметр трубопровода (I = 0,02 м.
В результате названных преобразований в уравнении (22) получим
Н = 0,4 + (3,8 + £3) 5-105 02- (23)
Уравнение (23) известно под названием «характеристика трубопровода». Оно имеет вид квадратичной параболы, определяющей зависимость необходимого напора насоса от заданного расхода в магистрали при параметре £3 = / (а).
Режим работы насоса определяется не только уравнением (23), но и так называемой «характеристикой насоса»
Н = I (0), (24)
которая определяется опытным путем, представляется в виде графика или таблицы и зависит от типа насоса. Для выполнения конкретных расчетов выбран лопастной гидронасос типа 1,5К-6 [14], рабочая характеристика которого представлена в табл. 3.
Совместное решение уравнений (23) и (24) определяет зависимости необходимого напора насоса Н и расхода моющего раствора £ от угла поворота а за-порно-регулирующего органа регулировочного крана (рис. 6). Здесь же представлена графическая зависимость напора в струях из душевой трубки к от угла а. Она получена при следующих параметрах трубки: длина /=150 мм, диаметр отверстия струй ^0=2 мм, диаметр трубки (I = 20 мм, количество отверстий п = 30. При этом
к = 0,055 0/п о0 + 0,7,
где О0 — площадь каждого из отверстий в трубке.
Из графиков (рис. 6) следует, что напор струй и суммарный расход моющего раствора при активном дождевании могут изменяться в весьма широком диапазоне и в среднем составляют, соответственно, 3,6 м
Н, к, м Ц, л/с
0 10 20 30 40 а
Рис. 6. Рабочие характеристики системы активного дождевания
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
ИННОВАЦИИ № 9 (119), 2008
и 2 л/с, что значительно превосходит аналогичные показатели в системе низконапорного орошения. Очевидно, что система активного дождевания в сравнении с низконапорным орошением обеспечивает более эффективную стирку, интенсивность которой можно варьировать в достаточно широких пределах.
К проблеме сверхвысокой очистки воздуха в современных бытовых пылесосах
Развитие современной бытовой техники происходит в условиях нарастающих требований к уровню экологической безопасности в процессе ее эксплуатации. Применительно к пылесосам это в первую очередь означает полную (или близкую к полной) очистку отработанного воздуха от содержащихся в нем пылевидных частиц. Спектр этих частиц по размерам достаточно широк и простирается от 100 мкм до 1 мкм.
Многоступенчатые тканевые фильтры, устройства для влажной очистки посредством барботажа воздушных пузырьков через слой жидкости и другие системы очистки обеспечивают в основном грубую (от частиц до 100 мкм) и среднюю (от частиц до 10 мкм) очистку воздуха. Что касается субмикронных частиц (менее 10 мкм), то они почти не улавливаются существующими фильтрующими системами. Таким образом, проблема полной очистки отработанного в пылесосе (т. е. засоренного субмикронными частицами) воздуха остается открытой и требует своего разрешения.
Реальную перспективу решения данной проблемы открывает метод электрофильтрации [6]. Существо метода заключается в воздействии электростатическим полем на заряженные субмикронные пылевые частицы, в результате чего последние выводятся из основного воздушного потока и собираются на электродах, генерирующих поле.
Электрофильтр представляет собой простейшую конструкцию, состоящую из коаксимально расположенных электродов: внутреннего (цилиндрического катода) и наружного (трубчатого анода). В кольцевом пространстве между электродами формируется диффузный электрический разряд, электронная компонента которого отрицательно заряжает субмикрон-ные пылевые частицы, поступающие в фильтр с потоком воздуха. Под воздействием радиального электрического поля разряда они смещаются поперек потока и скапливаются на внутренней поверхности цилиндрического анода. Для предотвращения уноса пыли с поверхности она покрывается несколькими слоями тонкой металлической сетки.
Для оценки эффективности работы подобного устройства необходимо рассмотреть ряд факторов, непосредственно влияющих на процесс фильтрации.
Сила Г, действующая на частицу с отрицательным зарядом q в поле, созданном разностью потенциалов
V между электродами, определяется соотношением
Г = qV/(r2 - Г1), (25)
где Г1 и г2, соответственно, радиус катода и внутренний радиус анода.
Движение частицы массой т в радиальном направлении под действием электростатической силы F описывается дифференциальным уравнением вида
m d 2 r/d т 2 = F
с начальными условиями: т = 0, r = rt, dr/d т =0. Его интегрирование приводит к соотношению, определяющему время перемещения заряженной частицы от катода к аноду:
т* = [2 m (r2 - rt)/F ]0,5. (26)
Одновременно частица в потоке воздуха движется вдоль электродов со скоростью v. Чтобы за время т* она успела попасть на анод, протяженность фильтра должна быть не менее
l = v т. (27)
Для оценки величины заряда q, приобретаемого частицей, предполагается, что кольцевое пространство электрофильтра равномерно заполнено диффузным разрядом, протекающем в допробойном режиме. Оно представляет собой гомогенный объем, в которой с одной стороны от катода поступает поток
электронов, несущих заряд, пропорциональный силе тока I, а с другой — вносится равномерный поток пылевидных частиц мощностью п (1/с). При этом средняя величина заряда, приобретаемого частицей, оценивается соотношением
q = I/n, (28)
в котором сила тока определяется законом Ома для разрядного промежутка
I = U/R, (29)
сопротивление которого
R = (r2-r1)/(nCT (ri+r2) l) (30)
обратно пропорционально величине удельной электропроводности разрядного промежутка ст.
Объединяя формулы (25)-(30), получим расчетное соотношение
l = (v/U)2/3 (r2-ri) ((2тп)/(пст (r^)))1/3, (31)
связывающее между собой геометрические параметры электрофильтра с электрофизическими характеристиками разряда и структурой запыленного воздушного потока.
Для оценки реальных параметров электрофильтра приняты следующие исходные данные, отвечающие современным энергоемким пылесосам: объемный расход воздуха в пылесосе — 0,1 м3/с; вместимость пылесборника - 0,5 кг; содержание субмикронной фракции в пыли — 10% [15, 16]; удельная электропроводность разряда ст = 3-10-7 мо/м. При напряжении питания U =1000 В и габаритах электродов:
Г1 = 10-2м, ^=3-10-2м расчет по формуле (31) дает значение длины электрофильтра / =1,25- 10-2м.
Таким образом, конструктивно электрофильтр может быть оформлен в виде компактной шайбы, удобно размещающейся в корпусе любого современного пылесоса.
Следует также отметить, что не смотря на высокое рабочее напряжение фильтра V=1000 В, он абсолютно безопасен в эксплуатации вследствие очень низкого тока разряда /=2,4 -10-5 А и, соответственно, малой потребляемой мощности N = 2,4 -10-2 Вт.
Литература
1. Холодильник-морозильник бытовой электрический компрессионный «Стинол-102»: Руководство по ремонту. М.: Изд. Минпечати РФ, 1994.
2. Г. С. Сухов. К вопросу о форсировании работы конденсатора парокомпрессионного холодильника. Сб.: «Проблемы и перспективы развития сферы сервиса». СПб.: СПбГИСЭ, 2001.
3. Г. С. Сухов. К вопросу об эффективности работы парокомпрессионного холодильника в условиях высокой температуры окружающей среды//Сб.: «Бытовые машины и приборы: подготовка кадров, производство, сервис». СПб.: СПбГАСЭ, 2002.
4. Г. С. Сухов, Ю. Н. Виноградова. Гидравлический расчет устройства струйного орошения для стиральной машины барабанно-
го типа//Сб.: «Социально-экономические и технологические проблемы сервиса». СПб.: СПбГИСЭ, 1999.
5. Г. С. Сухов, Г. Д. Кортын. Расчет и оптимизация аэродинамических характеристик воздуховсасывающего тракта пылесоса ПР-70 и разработка рекомендаций по его ремонту//Отчет по теме НИР МТ 37-88. М., 1988.
6. Г. С. Сухов. К проблеме сверхвысокой очистки воздуха в современных бытовых пылесосах//Сб.: «Научно-исследовательская подготовка кадров, предпринимательство». СПб.: СПбГАСЭ, 2003.
7. Г. С. Сухов. К вопросу о девакуумизации холодильной камеры ПКХ «Стинол»//Сб.: «Социально-экономические и технологические проблемы сервиса». СПб.: СПбГИСЭ, 1999.
8. М. А. Михеев, И. М. Михеева. Основы теплопередачи. М.: Энергия, 1977.
9. Г. С. Сухов, Л. П. Ярин. Диффузионное горение пленки жидкого топлива//ФГВ, № 2, т. 24, 1988.
10. Л. Г. Лойцянский. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1980.
11. А. А. Угинчус. Гидравлика и гидравлические машины. Харьков: Изд. ХГУ, 1977.
12. Д. А. Лепаев. Справочник по ремонту бытовых электроприборов и машин. М.: Лег. индустр., 1980.
13. Я. М. Вильнер, Я. Т. Ковалев, Б. Б. Некрасов. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам. Минск: ВШ, 1976.
14. Лопастные и роторные насосы: Каталог-справочник. М.: Машиностроение, 1969.
15. Е. С. Бондарь. Современные электробытовые приборы. Киев: Лег. пром., 1988.
16. Бытовые электротехнические приборы за рубежом. Итоги науки и техники//Серия: электрификация быта. М., 1987.
