CC BY
37
Секция «Моделирование физико-механических и тепловых процессов»
С древних времен пресную воду, в очень ограниченных количествах, получали путем сбора сконденсированных капель из воздуха в результате естественного суточного радиационного охлаждения земной поверхности (охлаждение в ночное время пористых камней с образованием росы). Например, в Нуакшоте (Мавритания) средняя месячная температура в мае-октябре составляет 27-30 °С, относительная влажность 60-80 %. Это означает, что в каждом кубическом метре воздуха содержится 20-24 г воды. При понижении температуры на 10-15 °С из каждого кубического метра можно выделить 10-14 г воды. В Израиле, например, 190-200 ночей характеризуются выгодными условиями для получения пресной воды из атмосферного воздуха (в Ашдоте, Тель-Авиве очень часто летом бывает 100 %-ная влажность воздуха) [2].
Для повышения эффективности процессов конденсации паров воды используют интенсифицирующие элементы - холодоаккумуляторы (щебень), тепловые трубы, обеспечивающие передачу тепла на значительные расстояния и систему сорбентов, работающих в циклическом режиме «зарядки-разрядки» [2].
Наибольшие перспективы имеют методы, связанные с работой автономных генераторов искусственного холода - холодильных машин, которые гарантировано обеспечивают температуру ниже точки росы. Известно, что для получения 1 литра воды требуется затратить около 1 кВт-ч электроэнергии. При холодильном коэффициенте компрессионной холодильной машины, равном 3, на производство 1 литра воды будет затрачивается энергия ~ 0,33 кВт-ч. В тоже время применение компрессионных установок перспективно только для производительности до 3-4 литров воды в час. При более высокой производительности происходит существенное возрастание габаритов установки. В среднем с потока 1 кг/с воздуха получают ~ 10 г/с воды.
Необходимым условием работы компрессионной холодильной машины является наличие электрической энергии. В тоже время подавляющее число
стран, испытывающих дефицит воды, ограничены и в энергоресурсах. Едва ли не единственным доступным источником энергии у них является солнце.
Очевидным решением в этой ситуации становится применение теплоиспользующих холодильных машин (ТХМ), работающих от солнечных коллекторов. Известные ТХМ не вредят окружающей среде, поскольку используют природные рабочие тела и имеют минимальные потребности в электрической энергии (для работы циркуляционного насоса). Анализ режимных характеристик ТХМ показал, что основные проблемы, которые надо решить при использовании их в системах получения воды - во-первых, разработать конструкции ТХМ с воздушным охлаждением теплорас-сеивающих элементов, а во-вторых, предложить цикл, который можно было бы реализовать в условиях тропических температур наружного воздуха и уровне температур традиционных водяных солнечных коллекторов (80-100 °С).
В таких условиях наибольшие перспективы имеют абсорбционные водоаммиачных холодильных машин (АВХМ), которые позволяют провести необходимую модификацию цикла. На первом этапе разработок систем получения воды из воздуха на базе АВХМ были проведены расчеты циклов и определен диапазоны рабочих концентраций заправки рабочего тела.
Вывод: Проблема получения воды из атмосферного воздуха является актуальной, а для ее решения перспективным направлением является использование модернизированной АВХМ с солнечными коллекторами.
Библиографические ссылки
1. Алексеев В. В., Чекарев К. В. Получение пресной воды из влажного воздуха // Аридные экосистемы. 1996. Т. 2. № 2-3.
2. Перельштейн Б. Х. Новые энергетические системы. Казань : Изд-во Казан. гос. техн. ун-та, 2008.
© Ищенко И. Н., Титлов А. С., 2011
УДК 621.325.5
Е. В. Кулаков Научный руководитель - Н. Г. Измайлова Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М. Ф. Решетнева, Красноярск
ИССЛЕДОВАНИЕ ОСОБЕННОСТЕЙ СХЕМЫ ОБРАБОТКИ ВОЗДУХА С ПЕРВОЙ И ВТОРОЙ РЕЦИРКУЛЯЦИЕЙ.
Предложена методика определения минимального значения углового коэффициента луча процесса в помещении для оценки возможности использования данной схемы.
Особенность данной схемы обработки воздуха заключена в том, что нет необходимости включать в процесс работы калорифер второго подогрева. Функцию калорифера в данной схеме обработки воздуха выполняет рециркуляционный воздух, подмешиваемый к воздуху, прошедшему дождевое пространство (оросительную камеру). В отличие от рециркуляци-
онного воздуха, подмешиваемого к наружному воздуху до дождевого пространства, этот воздух приято называть воздухом второй рециркуляции.
Поскольку в данной схеме нет калорифера второго подогрева то, представленная схема обработки воздуха имеет некоторые экономические и эксплуатационные преимущества. Однако следует учитывать, что
Актуальные проблемы авиации и космонавтики. Технические науки
при этой схеме обработки необходимо больше охлаждать воздух, вследствие чего требуется более низкая температура охлаждающей воды.
Рис. 1. принципиальная схема устройства кондиционирования по схеме с первой и второй рециркуляцией
Необходимо отметить, что, несмотря на указанные выше преимущества рассмотренной схемы обработки воздуха, практическое применение не всегда возможно. Эта схема не может быть использована в том случае, когда значение углового коэффициента луча процесса в помещении таково, при котором направление линии В'П' не пересекается с кривой ф = 95 % или
пересекается в области отрицательных значений температур. В последнем случае использовать воду в качестве охлаждающей жидкости физически не представляется возможным.
Вследствие данной проблемы возникает необходимость определить минимальные значения углового коэффициента луча процесса в помещении, при которых станет возможно использование схемы обработки воздуха с первой и второй рециркуляцией.
Для определения минимальных значений углового коэффициента луча процесса в помещении необходимо на I - ё диаграмме задаться точкой О (рис. 3) с параметрами t = 1°С, ф = 95 %. Из точки О, соответствующей состоянию воздуха, выходящего из дождевого пространства проводим прямую до точки В', соответствующей нагреву рециркуляционного воздуха в каналах. Так как точка П, соответствующая состоянию приточного воздуха, расположена выше точки П', соответствующей параметрам приточного воздуха, поступающего в канал посредством вентилятора, на 1___1,5 °С то необходимо повести параллельную прямую а расположенную на 1___1,5 °С выше линии ОВ'.
В пересечение линии а с tп, изотермой принятой температуры приточного воздуха (п = 4 - ДО получим точку П, соответствующую параметрам приточного воздуха. Соединив точки ВП, получим прямую соответствующую значению углового коэффициента луча процесса в помещении.
Значение углового коэффициента луча процесса для различных температур приточного воздуха
Т„ °С Значения углового коэффициента луча процесса в помещении, кДж/кг Тп, °С Значения углового коэффициента луча процесса в помещении, кДж/кг
20 4400 12, 6080
19 5260 11, °С 6110
18 5500 10, °С 6135
17 5700 9, °С 6160
16 5800 8, °С 6180
15 5900 7, °С 6200
14 5980 6, °С 6220
13 6040 - -
Секция «Моделирование физико-механических и тепловьх процессов»
Пользуясь данной методикой, были определены минимальные значения углового коэффициента луча процесса в помещении для следующих приточных температур воздуха:
Из таблицы видно, что с уменьшением температуры приточного воздуха, значения углового коэффициента луча процесса в помещении увеличиваются,
уменьшая значения шага на 1 °С. Соответственно, чем ниже температура приточного воздуха, тем ниже вероятность использования схемы обработки воздуха с первой и второй рециркуляцией.
© Кулаков Е. В., Измайлова Н. Г., 2011
УДК 621.56
А. О. Мартынюк, Г. М. Редунов Научный руководитель - А. С. Титлов Одесская национальная академия пищевых технологий, Одесса, Украина
РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПОВ УПРАВЛЕНИЯ ХОЛОДИЛЬНЫМИ АППАРАТАМИ
АБСОРБЦИОННОГО ТИПА
Рассматривается способ управления однокамерным холодильным прибором абсорбционного типа с постоянным подводом тепловой нагрузки и контролем температуры потока на выходе подъемного участка дефлегматора, позволяющий снизить энергопотребление до 20 %, по сравнению с традиционным двухпозиционным.
Современные требования к холодильным агентам в части озонобезопасности и минимизации вклада в «парниковый» эффект открывают широкие возможности для холодильных приборов абсорбционного типа (АХП), в состав которых входит абсорбционный холодильный агрегат (АХА), работающих с традиционным водоаммиачным раствором (ВАР) в качестве рабочего тела.
АХП бесшумны и надежны в эксплуатации, имеют минимальную стоимость, работают с альтернативными источниками энергии.
Основной недостаток, сдерживающий их широкое распространение - низкая энергетическая эффективность, обусловленная физическими особенностями холодильного цикла. Этот фактор не только предопределяет повышенные, по сравнению с компрессионными аналогами, стоимостные затраты, но и соответствующий вклад в «парниковый» эффект.
Как показывает эксергетический анализ цикла АХА наибольший успех в энергосбережении можно добиться при оптимизации прямого (теплового) цикла, который реализуется в так называемом «приводном» контуре АХА. Особое внимание при этом необходимо уделять перекачивающему термосифону (ПТС), потери эксергии в котором достигают 60 % от суммарных.
Анализ основных направлений энергосбережения показал, что наибольший успех при минимуме затрат может быть достигнут за счет использования оптимальных систем управления АХП. В частности, за счет изменения величины теплоподвода на ПТС в зависимости от температурных режимов в характерных точках холодильной камеры и АХА.
Проблемы энергосбережения в ПТС связаны с частичной конденсацией паров в подъемной части. Она решается за счет распределения подводимой тепловой нагрузки на ПТС в зависимости от температуры окружающей среды и температуры в холодильной камере. Эффект энергосбережения при этом составляет 15...16 %.
Основное внимание при разработке энергосберегающих режимов АХА уделялось генераторному уз-
лу. Было показано, что в значительной мере, энергосберегающие режимы холодильного аппарата определяются режимом прохода пара через затопленный И-образный ректификатор АХА.
Режимы прохода пара зависят от величины тепло-подвода к ПТС АХА. В энергосберегающих режимах работы АХА проход пара осуществляется путем бар-ботирования. При увеличении тепловой нагрузки на ПТС пар оттесняет жидкость и в верхней части ректификатора образуется паровая прослойка. Очистка пара и предварительный подогрев пара в ректификаторе в этом режиме минимальны.
На примере модели низкотемпературной камеры (НТК) «Стугна-101» АМЛ-180 было показано, что работа в энергосберегающих режимах позволяет снизить энергопотребление по сравнению с лучшими зарубежными аналогами до 50 %. Развитие этого направления было связано с установкой дополнительного теплоизоляционного кожуха на дефлегматоре АХА. Эффект энергосбережения в этом случае составил: 21 % («Киев-410»); 12 % («Кристалл-408»); 17 % («Стугна-101» АМЛ-180). Установлено, что наличие теплоизоляционного кожуха на всей высоте подъемного участка дефлегматора, рассчитанного из условия полной очистки парового потока аммиака в жестких условиях эксплуатации, позволяет повысить холодопроизводительность испарителя по сравнению с традиционной частичной теплоизоляцией на 15...20 %. Для реализации таких энергосберегающих режимов необходимо осуществлять контроль температуры пара на выходе дефлегматора - она не должна превышать температуры насыщения аммиака при рабочем давлении в АХА (порядка 50 °С).
Исследования теплоподвода к ПТС во времени, в режимах управления температурой в холодильной камере, показали, что по сравнению с традиционным позиционным, имеется возможность снижения энергопотребления. Сравнивались НТК «Стугна-101» АМЛ-180 (ВЗХ, Украина) и НТК СБ240 («Еккй-озшБзе-Уакйте», Италия).
