Эксергетические потери в охлаждающей системе поршневых энергоустановок при необратимых процессах Текст научной статьи по специальности «Физика»

4. Ракутько С.А. Энергосберегающая система управления энерготехнологическими процессами в АПК // Наука и устойчивое развитие общества. Наследие В.И. Вернадского: Мат. III межд. науч.-практич. конф. Тамбов, 25-26 сентября 2008 г. - Тамбов: Тамбовпринт, 2008. -С. 228-229.

5. Ракутько С.А. Прикладная теория энергосбережения в энерготехнологических процессах АПК: структура и основные положения // Энергосбережение и водоподготовка. -2009. -№4. -С. 65-67.

6. Ракутько С.А. Энергетическая оценка и оптимизация биотехнических сельскохозяйственных систем // Вестник РАСХН- 2009,- №4,- С.89-92.

7. Разработать высокоэффективные автоматизированные энергоресурсосберегающие технологии, системы

и технические средства децентрализованного теплоэнергообеспечения производственных объектов животноводства и растениеводства на базе использования природного газа, биомассы, электроэнергии и твердого топлива: Отчет о НИР; руководитель Судаченко В.Н. - №2237. № гос.per. 1201255896 - СПб.: ПАЭП, 2014. -126 с.

8. Сарычев Г.С. Продуктивность ценозов огурцов и томатов в функции спектральных характеристик ОСУ // Светотехника. -2001. -№2. -С. 27-29.

УДК 621.436.2 Канд. техн. наук P.A. ЗЕЙНЕТДИНОВ

(СПбГАУ, zra61iS>mail.ra)

ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В ОХЛАЖДАЮЩЕЙ СИСТЕМЕ ПОРШНЕВЫХ ЭНЕРГОУСТАНОВОК ПРИ НЕОБРАТИМЫХ ПРОЦЕССАХ

Эксергетические потери, производство энтропия, диссипация, система охлаждения, теплоноситель

Система охлаждения (СО) поршневых энергоустановок является открытой технической системой, в которой происходят необратимые процессы различной физической природы -механические, тепловые и гидравлические, совместные действия которых с внешней средой определяют возможности возникновения диссипативных явлений. При диссипации, вследствие наличия различных сил сопротивления (трения, вязкости, теплопроводности и т.п.), энергия упорядоченного процесса переходит в энергию неупорядоченного процесса и, в конечном счете, в теплоту.

При установленном оптимальном тепловом состоянии двигателя общая картина теплоотдачи от рабочих газов в стенки цилиндра и головки двигателя достаточно сложна. Это обусловлено сложной зависимостью теплоты, передаваемой системе охлаждения, от температуры рабочих газов, коэффициентов теплопередачи и параметров, характеризующих технологический процесс в системе охлаждения, что определяется сложными гидродинамическими и тепловыми процессами, связанными с движением теплоносителя, омывающего поверхности теплообмена, и его фазовым поведением. При этом процессы теплопроводности, теплоотдачи и теплопередачи могут иметь как стационарный, так и нестационарный характер [1,2].

В связи с этим достаточно актуальным для систем охлаждений является вопрос оценки эффективности вышеназванных тепломассообменных процессов и термодинамического совершенства их теплообменных аппаратов, и установление оптимальных закономерностей изменений температуры теплоносителя и расхода воздушного потока. Успешное решение данной задачи связано с разработкой методики анализа энергоэффективности тепломассообменных процессов в системе охлаждения.

Среди существующих подходов весьма перспективным при оценке термодинамического совершенства энерготехнологических систем является эксергетический метод анализа, детально изложенный в работах И. Шаргута и Р. Петелы, 3. Ранта и позднее в работах В. М. Бродянского, В. С. Степанова, И. Л. Лейтеса и др. Данный метод позволяет оценить потери работоспособности (эксергетические потери) и степень совершенства технических систем и наметить пути их улучшения. Анализ эксергетических потерь в различных необратимых процессах представляет интерес еще и тем, что эти потери неизбежно переходят в окружающую среду, тем самым характеризуя тепловые загрязнения атмосферы.

Анализ термодинамической эффективности охлаждающей системы в целом можно провести на основе эксергетического баланса:

в ш пот з

где Жюое - подведённые к системе эксергнн различных видов; У Еотв -отведённые от

системы эксергии; X Е„от - потери эксергии; X ^пот ~ внутренние потери эксергии, связанные с

необратимостью процессов, протекающих внутри системы (потери от гидравлических

сопротивлений, неравновесных тепло- и массообмен и т.д.); ^ 1'^'ют ~ внешние эксергетические

потери, связанные с условиями взаимодействия системы с окружающей средой (неиспользуемая энергия потоков веществ, выходящая из системы).

Потери эксергии количественно характеризуют термодинамические потери вследствие их необратимости и равны скорости генерации энтропии, умноженной на температуру окружающей среды [3]:

(2)

где АБ - производство энтропии, вызванное необратимостью процессов; Хк — вектора термодинамического потока и соответствующей силы к-го компонента.

В формуле (2) эксергетические потери выражены через производство энтропии, которое может быть рассчитано методами термодинамики неравновесных процессов. Такой подход позволяет установить связь между различными процессами и дифференцировать диссипативные эффекты по вызывающим их физическим причинам и области локализации, что делает анализ более содержательным и позволяет «вскрыть» «черный ящик».

При эксергетическом анализе энергоэнтропийных процессов в системе охлаждения поток теплоносителя можно рассмотреть как непрерывную двухкомпонентную открытую термодинамическую систему. Тогда баланс эксергии можно представить в виде:

Т

(3)

где ц^,, цу - мощность источника теплоты и тепловой поток теплоносителя; 1гнс - теплота на фазовые переходы теплоносителя; те - эксергетическая температура, те = 1 — Т0/Т.

При тепловыделении в систему охлаждения величина эксергетических потерь в процессе теплопроводности через стенки цилиндров через баланс энтропии имеет вид:

ОТ ш

Т

т

(4)

Первое слагаемое в квадратной скобке представляет поток эксергии теплоты, а второе -мощность эксергетических потерь (необратимый поток эксергии).

Если считать, что для плотности теплового потока справедлив закон Фурье С[ = —А\Т, то

из выражения (4) следует, что мощность эксергетических потерь в процессе теплопроводности принимает вид:

Д£"И1И = Г0|Л(Г)

V

УУ

т

(5)

V ' /

где Л.(Т) - коэффициент теплопроводности стенки цилиндров. Наименьшими эксергетическими потерями обладает стенка цилиндров с такой теплопроводностью, у которой минимальная скорость возникновения энтропии с!$/Л. В нашем случае выражение скорости производства энтропии в процессе теплопроводности можно представить в виде:

к

" ^ ......' ' ' dx, (6)

dt J уТ dx

х\

где F - площадь поверхности стенок цилиндров; х- координата, отсчитываемая в направлении нормали к изотермическим плоскостям в стенке; Т - абсолютная температура.

При этом граничные условия задаются следующим образом:

Г№) = ^ (7)

При заданных величинах F, толщине стенки цилиндра S = х2 — х1 и граничных условиях (7) минимуму ds/dt соответствует такое распределение температур на поверхности стенок цилиндров, при которой функционал стремится к минимуму

Xf /1 ¿/7Л2 7 ф = Щ)\--dx-> min. (8)

j I Т slv

Л1

\Т dx j

Условие минимума потерь обусловлено поиском функции Т(х), удовлетворяющей граничным условиям (7), при подстановке которой в определенный интеграл (8) он принимает минимальное значение.

Согласно методам вариационного исчисления, дифференциальное уравнение для определения Т(х) имеет вид:

Ш1.К = Си (9)

Т ск

где С1 - произвольная постоянная.

Общим решением уравнения (9) является выражение

= + (10)

где С2 - вторая произвольная постоянная.

После определения С; и С: из граничных условий (7) искомое решение можно представить в таком виде:

]4Ж^т = Сх, (11)

сЛрЩт.

я J т

где _

т

1\

Выражение (11) определяет функцию Т(х), соответствующую минимальному значению необратимых потерь в стенки цилиндров.

Из соотношения (11) следует, что при распределении температур, соответствующем минимуму функционала (8), подынтегральное выражение функционала имеет постоянное значение

Л(Т)

'1 с/гч2

= С

2

уТ с!х ;

Поэтому скорость изменения энтропии в изоляции с минимальными потерями

Г—1

)мин

= VдС1 = — 8

т\Шат

т\

Т

2

(13)

Из данного выражения видно, что в зависимости от характера функции ЦТ) меняются условия совместной работы термического сопротивления стенок цилиндров и процесса тепловыделения в камере сгорания двигателя, обеспечивающие минимум тепловых потерь. Поэтому особо важным здесь является установление функциональной взаимосвязи процессов теплопередачи через стенки цилиндров и тепловыделения в цилиндре двигателя с целью минимизации диссипации теплоты, которая сводится к минимизации производства энтропии при заданной интенсивности тепловых потоков. Изменение функции Л(Т) может быть организовано, например, применением защитных покрытий повышенного термического сопротивления, что приводит к резкому уменьшению теплоотвода в охлаждающую среду и оказывает влияние на характер протекания рабочего процесса. Это обеспечивает улучшение характера протекания рабочего процесса и снижение теплонапряженности деталей цилиндропоршневой группы.

Итак, повышение термического сопротивления стенок, ограничивающих камеру сгорания, и поддержание температуры их тепловоспринимающих поверхностей на приемлемом уровне за счет применения покрытий повышенного термического сопротивления позволяет минимизировать производство энтропии при теплопередаче, снижая тем самым также эксергетические потери.

Составляющими эксергетических потерь при подводе теплоты от продуктов сгорания к теплоносителю через стенку цилиндра также являются потери, обусловленные процессами теплоотдачи от продуктов сгорания к поверхности стенки и от нее к теплоносителю. Эти потери можно оценить с помощью методов термодинамики необратимых процессов по известным теплофизическим характеристикам теплопереноса. Потери эксергии можно определит формулой

F

(14)

где АЕ - мощность эксергетических потерь; цх - плотность теплового потока; У - площадь поверхности теплообмена.

Подставляя в это уравнение выражения для тепловых потоков теплоотдачей, можно рассчитать эксергетические потери в этих процессах:

V

Т

г у

Г г 1- т" л

J т < in.ll у

р 1

(15)

где щ, а2 - коэффициенты теплоотдачи от продуктов сгорания к поверхности стенки цилиндров с температурой Тс1 и от поверхности с температурой Тс2 к теплоносителю с температурой Ттм,; X - коэффициент теплопроводности материала стенки; Тс - температура в стенке цилиндра, через которую передается тепло.

Характерной особенностью процессов передачи теплоты в систему охлаждения энергоустановок является наличие фазового перехода охлаждающей жидкости в пар, следовательно, та часть теплоты будет отведена в виде скрытой теплоты парообразования, обусловливая тем самым эксергетические потери. Затраты эксергии на фазовые превращения теплоносителя пропорционально плотности теплового потока, расходуемого на тепломассообменные процессы в охлаждающей системе. В реальных условиях на входе в блок двигателя подается значительно недогретый до температуры насыщения теплоноситель, и двухфазные потоки в большинстве случаев являются термодинамически

неравновесными, что обусловливает в охлаждающей системе производство энтропии. Чтобы более качественно проследить связь эффективности тепломассообменных процессов в охлаждающей системе со степенью их необратимости, необходимо составить уравнения термодинамических балансов по веществу, энергии и энтропии потоков теплоносителя в охлаждающей системе, которые имеют вид:

g04e-glX-g2e=0; (16)

- Ken + slK + SoK - slK - SiK - sTK = 0; a?)

4jrcm - hucjrmn + gX - gf,f - g°se2 + g"JlAsHJl + as=0, (18)

где gQ , g'/f ' - молярные расходы HK - компонента (воды) и нелетучего компонента, поступающих в СО конвективно; g['', g\, g[" - расходы жидкой и паровой фаз воды и жидкой фазы нелетучего компонента; Xq, , - концентрации НК - компонента в поступающем теплоносителе

и соответствующих потоках; л?(), л?() , П\ , /?| , п2 и Л(), Л() , Л| , Л2 - мольные энтальпии и

энтропии в поступающем теплоносителе и соответствующих потоках, ,- поток теплоты, подведенной к охлаждающей жидкости; Лисп - плотность теплового потока, расходуемого на фазовые превращения теплоносителя; гт, - производство энтропии вследствие неравновесности процессов, происходящих внутри самой системы.

Из (16) и (17) следует, что gQj = + g2i. Исключив g0 из равенства (17), (18), можно перейти к приращениям энтальпии ДА, и энтропии Ая,:

я* - кт + + - = 0; (19)

4,1 Та* - Ксп Г'ти + g!М + ^ + gT^sT + <7, = 0. (20)

Здесь Л/?,, = /?0/ - /?,г Лч?/ = л()/ -(/= 1, 2).

Определяя подведенную теплоту из уравнения (19) и подставляя полученное выражение в (20), получим:

А/7„ ' I 1 ^

т...... т

+ <?k = (21)

? еда V еда дан у

Откуда количество энтальпий на испарение

Т

h =-

г (си

1 cm 1 тн

' 2

-Аhif) + Tcm -ak

i=2

(22)

Первое слагаемое в квадратной скобке зависит только от параметров входных и выходных потоков теплоносителя в охлаждающую систему и представляет собой обратимые тепловые затраты на тепломассообменные процессы в единицу времени, а второе - отражает кинетику процесса и связанную с ней диссипацию энергии. Из данного уравнения видно, что затраты теплоты на

тепломассообменные процессы с повышением степени необратимости монотонно увеличиваются, что обусловлено ростом производства энтропии о;-.

Локальную скорость возникновения энтропии, обусловленной внутренними необратимыми процессами в рассматриваемой системе, имеет вид [2]:

^ -уУ0Ж(Т ■ ), (23)

где Уд- сила, приходящая на единицу массы двухфазного потока теплоносителя; .!,,.„ - вектор потока двухфазного теплоносителя (расход теплоносителя); - химический потенциал теплоносителя.

Выражение (22) отражает наличие функциональной связи между энергетическими затратами на термодинамические процессы в охлаждающей системе с их необратимостью, которая пропорциональна производству энтропии При этом минимизация параметра о обеспечивает снижение эксергетических потерь на тепломассообменные процессы. Данная задача может решаться путем выбора давления, температуры и химических потенциалов теплоносителя так, чтобы в итоге добиться минимума производства энтропии при заданной интенсивности тепловых потоков от поверхностей цилиндров двигателя. Из условия аддитивности энтропии следует, что полное изменение энтропии в системе охлаждения есть алгебраическая сумма возникновений энтропий в основных тепломассообменных процессах, и рассмотрены в работе [2, 4].

Как уже было сказано, большинство процессов, протекающих в системе охлаждения поршневых энергоустановок, в той или иной степени связано теплообменом теплоносителя с окружающей средой. Наиболее значительные потери эксергии обусловлены передачей теплоты при конечной разности температур теплоносителя и окружающей среды и гидравлическими сопротивлениями при перетекании теплоносителя через трубки сердцевины радиатора.

За счет теплообмена с окружающей средой через радиатор в системе охлаждения идет отток энтропии. При этом в теплообменнике вынужденный охлаждающий поток воздуха с

температурой Тв ех входит в него и выходит с температурой Тв шх . Горячий теплоноситель от двигателя с температурой Тжвх поступает в теплообменник и после охлаждения набегающим воздушным потоком возвращается обратно в двигатель с температурой Тжвых . В процессе

теплообмена часть эксергии теплоносителя безвозвратно теряется.

Предполагая теплопроводность охлаждающей жидкости X одинаковой по всей длине трубки, скорость возникновения энтропии при теплообмене с окружающей средой можно выразить следующим образом [4]:

а1 <г. = —- = Л-

л т ■т

'т -т

ж.вых ж

(24)

Гидравлические сопротивления при перетекании теплоносителя через трубки радиатора также продуцируют внутреннюю энтропию, приводящую к внутрисистемной диссипации эксергии.

Явления переноса теплоносителя в трубке связаны с наличием двух потоков: потоком жидкости J„ и выносимой им энергии а движущей силой течения является градиент давления Ар. В трубке работа, совершаемая против сил внутреннего трения, отводится через стенки радиатора в окружающую среду в виде теплоты, тем самым продуцируя свою энтропию. Скорость роста энтропии от потока теплоносителя будет равна [4]:

<Еп 1 с!\¥ ко,, а

а„=——=---—(Ар) .

п Л 1 сН Т (25)

Коэффициент к можно выразить в виде:

жЯ4

к = —(26) 8/71о

где / - длина трубки; /1,1У: - эквивалентный радиус трубки в сердцевине радиатора; и -удельный объем теплоносителя; ¡л - кинематическая вязкость охлаждающей жидкости.

Зная величину производства энтропии в рассматриваемых процессах, можно по уравнению Гюи - Стодолы определить эксергетические потери. Общие потери эксергии от необратимости процесса теплообмена и гидравлических сопротивлений в радиаторе можно выразить в виде:

АЕ = АЕд + АЕ~, (27)

где \ЕЧ - потери эксергии вследствие теплообмена при конечной разности температур теплоносителя и окружающего воздуха; ЛЕ= - потеря эксергии вследствие гидравлического сопротивления радиатора.

На основе вышеприведенных формул можно установить зависимости отдельных составляющих потерь эксергии в радиаторе от скорости теплоносителя У„, и площади охлаждающей поверхности /<'„„, С увеличением скорости теплоносителя У„, растет коэффициент теплопередачи к через стенки радиатора в окружающую среду. Это приводит к уменьшению средней разности температур теплоносителя и воздуха и, как результат - к снижению эксергетических потерь от конечной разности температур АЕд. При этом гидравлическое сопротивление в трубках радиатора возрастает и, согласно выражению (20), повышается производство энтропии, следовательно, и увеличиваются эксергетические потери АЕР.

Рис. Зависимость отдельных составляющих потерь эксергии Д/^-. ДЕч от скорости теплоносителя Ут или поверхности теплообмена радиатора Цюв

Влияние охлаждающей поверхности радиатора 1 <'„,„■ на эксергетические потери АЕд и \Е: аналогично влиянию скорости теплоносителя V,,,. С увеличением величины Е,юв уменьшается средняя разность температур теплоносителя и воздушного потока, что приводит к снижению эксергетических потерь от конечной разности температур АЕд. Потери АЕ^, наоборот, увеличиваются, так как с ростом Епов повышаются потери от гидравлического сопротивления охлаждающего теплообменника. Кривая, изображающая изменение суммарных эксергетических потерь ^ \Е в зависимости от V,,, и 1 <'„,„;. носит экстремальный характер. Если при оценке эффективности работы теплообменника не учитывать никаких других затрат, кроме перечисленных, то оптимальные значения параметров У„, и Е,юв соответствуют минимуму на кривой суммарных эксергетических потерь (рис.).

Таким образом, рассмотренный метод расчета эксергетических потерь в системе охлаждения с применением принципов неравновесной термодинамики позволяет учитывать внутренние необратимости в процессах теплопроводности, теплообмена и тепломассообмена. Условие

минимизации эксергетических потерь, возникающих вследствие неравновесности вышеназванных процессов в рассматриваемой термодинамической системе, в целом имеет вид:

А = \\p~7dvdt -> min. (28)

t у at

Оценка степени совершенства энергоэнтропийных процессов в системе охлаждения поршневых энергоустановок по характеру убывания эксергии позволяет подобрать рациональные значения термодинамических параметров рассматриваемых процессов, оптимизировать размеры теплообменных аппаратов. При таком подходе можно ставить вопрос об установлении более точной функциональной зависимости между процессами тепловыделения в цилиндре двигателя и теплопередачи через стенки цилиндров с целью минимальной диссипацией теплоты, соответственно, эксергетических потерь.

Литература

1. Зейнетдинов P.A. Оптимальная организация процессов необратимого тепломассообмена в системах охлаждения двигателей внутреннего сгорания//Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета. - 2010. - №21. - С. 260-268.

2. Зейнетдинов P.A. Системный анализ теплоиспользования в поршневых двигателях: Монография. -СПб.: СПбГУСЭ, 2012. - 171 с.

3. Зейнетдинов P.A. Анализ эксергетических потерь в выпускной системе поршневых двигателей применением принципов неравновесной термодинамики//Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета. - 2011. - №24. - С.301-307.

4. Зейнетдинов Р. А. Теоретические основы энтропийно-статистического анализа энерготехнологических процессов в поршневых двигателях: Монография/ СПбГАУ. - СПб, 2011. - 155 с.

УДК 631.371:621.316 Доктор техн. наук Ф.Д. КОСОУХОВ

(СПбГАУ, 4762118®>таП.га) Канд. техн. наук Н.В. ВАСИЛЬЕВ (СПбГАУ, рго&от^аШЭтаП.ги) Соискатель Е.С. КУЗНЕЦОВА (СПбГАУ, е1епок79(й)таП.т)

СНИЖЕНИЕ ПОТЕРЬ ОТ НЕСИММЕТРИИ ТОКОВ В СЕЛЬСКИХ СЕТЯХ 0,38 кВ С ПОМОЩЬЮ ФИЛЬТРОСИММЕТРИРУЮЩЕГО УСТРОЙСТВА

Потери мощности, несимметрия токов, сельские электрические сети, фильтросимметрирующее устройство

Технологические потери электроэнергии в сельских сетях за последнее десятилетие выросли почти в 3 раза и достигают 30%. Причиной этого является рост в сетях 0,38 кВ доли однофазной нагрузки по сравнению с трехфазной симметричной нагрузкой [1].

Известно, что сельские электрические сети 0,38 кВ работают в несимметричном режиме, потери электроэнергии в которых в 2 и более раз превышают потери в симметричном режиме [3].

Кафедрой Электроэнергетики и электрооборудования СПбГАУ разработано фильтросимметрирующее устройство (ФСУ) для трехфазной сети с нулевым проводом [2]. Оно предназначено для снижения потерь и повышения качества электроэнергии в сетях 0,38 кВ.

ФСУ (рис. 1) содержит три конденсаторные батареи (КБ), соединенных в звезду, каждая из которых состоит из трех (и более) отдельных конденсаторов, соединенных параллельно: 1-я батарея имеет конденсаторы 1, 2, 3; 2-я - 4, 5, 6; 3-я - 7, 8, 9. В нулевой точке КБ "0" подключается рабочая обмотка 10 магнитного усилителя (МУ), обмотка управления 11 которого питается от выпрямителя 14 через резисторы 12 и 13. Таким образом, три КБ и рабочая обмотка 10 МУ, включенная между нулевым проводом N сети и нулевой точкой "0" КБ, соединены последовательно и работают в режиме резонанса напряжения, при котором выполняется условие: