Підвищення ефективності використання вторинних енергоресурсів суднових енергетичних установок у рибомучному виробництві

Основні припущення при розробці математичної моделі ЕХМ:

1.Задача моделювання двофазових потоків у теплообмінниках ТЕК вирішувалася як стаціонарна, одномірна.

2. Тепловий розрахунок апаратів ТЕК із фазовим переходом здійснювався у спряженій постановці  з урахуванням падіння тиску.

3. При обчисленні падіння тиску при фазових переходах прийнята модель потоків із ковзанням фаз  модель ЛоккартаМартінеллі.

4. Падіння температури конденсації та кипіння розраховувалося через гідравлічний опір за рівнянням Клаузіуса-Клапейрона. 

5. Перегрів пари tп щодо краплинної рідини в дисперсній суміші у випарнику приймався рівним 5….10 °С.

Критерієм теплової ефективності теплообмінника є густина теплового потоку q. Основні положення математичної моделі теплообмінника розглянуто на прикладі конденсатора.

Вхідні параметри: tw1, tк1, х1, Gw, Gк, L, d.

Вихідні параметри: Qі, tw2, tк2, x2, -Рк.

При розробці математичної моделі теплообмінників довжина трубки L розбивалася на k ділянок довжиною dz. На кожній і-й ділянці з рівнянь теплових балансів по холодоагенту і воді (повітрі) та теплопередачі визначалися параметри холодоагенту (тиск Pi, температура конденсації tкi, паровміст xi), води (температура twі) та кількість теплоти Qі, відведеної від холодоагенту.

Як основні залежності в моделі конденсатора використовувалися рівняння теплових балансів та теплопередачі, складені для кожної ділянки трубки теплообмінника:

 

де Gк і Gw  витрати холодоагенту та охолоджуючої води; r  питома теплота фазового переходу; сpw  теплоємність води; Fi  поверхня і-ї ділянки трубки (каналу).

Паровміст холодоагенту та температура води на виході з і-ої ділянки:

 

для прямотоку  ,

для протитоку  .

 

Коефіцієнт тепловіддачі при плівковій конденсації у трубках (каналах) розраховується за загальноприйнятою залежністю для плівкової конденсації у конвективному режимі  з примусовою циркуляцією, запропонованою Розеновим:

 

де рід, срід – коефіцієнт динамічної в’язкості та теплоємність рідини; І – параметр, що характеризує термічний опір теплопереносу. 

Розрахунок тепловіддачі проводився за модифікованою методикою з вилученням турбулентної зони.

Параметр I визначався за співвідношеннями

 

Reрід < 50I = 0,707•Prрід ;

Reрід > 50I = 5Prрід + 5 Prt ln[1 + Prt-1 Prрід(0,09636 )].

 

Падіння температури конденсації Δtк, зумовлене гідравлічним опором ΔР, розраховується за рівнянням Клаузіуса-Клапейрона, яке встановлює залежність між Δtк та ΔР. Гідравлічний опір двофазового потоку з ковзанням фаз визначається за методом Локкарта-Мартінеллі.

Параметр Мартінеллі Фрід розраховується як

 

де параметр МартінелліНельсона:

 

Оскільки величина густини теплового потоку qi = ki i заздалегідь невідома, то розрахунок виконують методом ітерацій, як і у разі випарника-повітроохолоджувача.

Особливістю розробленої математичної моделі є те, що вона дозволяє визначати локальні параметри двофазного потоку, що особливо важливо при роботі конденсаторів на часткових режимах роботи ЕХМ. Це дає можливість моделювати роботу конденсатору із повним і неповним фазовими переходами: при багатоступінчастій конденсації.

На рис. 3 показано залежності коефіцієнтів теплопередачі k, тепловіддачі до пари, що конденсується, від довжини трубки L. Як видно, на ділянці фазового переходу, де інтенсивність тепловіддачі до пари набагато вище відповідної величини до води, теплопередача лімітується останньою. На кінцевій стадії конденсації інтенсивність тепловіддачі до малорухомого конденсату, що займає значну частку перетину трубки, знижується до інтенсивності тепловіддачі до чистого конденсату, яка значно нижче, ніж до води, і лімітує теплопередачу в цілому. Можливість обчислення локальних параметрів парового потоку за допомогою розробленої математичної моделі дозволяє визначити умови неефективної роботи конденсаторів: з украй низькими значеннями густини теплових потоків q на ділянках трубок, заповнених конденсатом (рис. 3, в), які спричиняють уповільнення темпів росту теплового навантаження Q конденсатора по довжині L.

На основі розробленої математичної моделі була розроблена методика теплогідродинамічного розрахунку теплообмінників ЕХМ, яка забезпечує досягнення в них максимальної густини теплового потоку і відповідно максимального теплового коефіцієнту ЕХМ. Методика включає визначення оптимальної масової швидкості холодоагенту (ρw)opt у трубках (або вузьких міжтрубних каналах у разі конденсації при поздовжньому обтіканні труб), яка забезпечує максимальні густини теплових потоків qmax, відповідно і мінімальні поверхні теплообміну. Можливість досягнення густиною теплового потоку максимального значення qmax зумовлена тим, що зі збільшенням масової швидкості холодоагенту ρw коефіцієнти тепловіддачі при конденсації а та теплопередачі k збільшуються. Одночасно з цим через спад температури конденсації Δtк, обумовлений гідравлічним опором ∆P, скорочується температурний напір  між холодоагентом і охолоджуючою водою. Зменшення температурного напору при зростанні коефіцієнта теплопередачі зумовлює наявність екстремуму функції q = k . Оптимальною масовою швидкістю (ρw)opt холодоагенту є та, яка відповідає максимальному значенню q.

З рис. 4 видно, що зі зменшенням tк (при менших  падіння температури конденсації Δtк, зумовлене зростанням гідравлічного опору ΔР зі збільшенням ρw, позначається на скороченні  сильніше, що обмежує ρw. Наслідком цього є більш низькі qmax та (ρw)opt.

Раціональне проектування випарника та генератора пари ЕХМ включає, як і у випадку конденсатора, визначення оптимальної масової швидкості холодоагенту (ρw)opt у трубках, яка відповідає максимальній густині теплових потоків qmax і відповідно мінімальним поверхням теплообміну. Результатом розрахунку теплообмінників окрім їхніх оптимальних геометричних і конструктивних параметрів є оптимальні температурні напори, а