CC BY
24
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА
І
УДК 621.431.73.001
РАСЧЕТНАЯ МОДЕЛЬ ИСПАРИТЕЛЯ ТОПЛИВА ДВС Ю.А. ЦЕХМЕЙСТРУК
Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова
Разработанная конструкция испарителя представляет собой двухфазный термосифон, использующий тепловую энергию отработавших газов. Расчетная модель позволит выбирать рациональные конструктивные параметры на стадии проектирования испарителя, что сократит сроки и затраты на его создание.
Творческим коллективом университета при непосредственном участии автора статьи создана оригинальная конструкция испарителя [1], предназначенная, главным образом, для подачи в цилиндр двигателя внутреннего сгорания (ДВС) присадки к основному топливу в испаренном виде. В предложенной конструкции испарителя ДВС основным элементом является теплообменный аппарат, в качестве которого использован двухфазный термосифон (ТС), являющийся разновидностью тепловой трубы (ТТ). Схема разработанной конструкции испарителя ДВС на основе ТС представлена на рис. 1.
1 - корпус испарителя; 2 - воздуховод; 3 - фитиль из пористого материала;
4 - канал для подвода первичного теплоносителя; 5 - вторичный теплоноситель;
6 - канал подвода жидкой присадки; 7 - канал отвода паров испаренной присадки
Испаритель состоит из корпуса 1, воздуховода 2, выполненного в виде цилиндра, фитиля из пористого материала 3, канала для подвода первичного теплоносителя 4, в качестве которого используются отработавшие газы (ОГ) ДВС, вторичного теплоносителя 5 (применена вода), канала подвода жидкой присадки 6 и канала отвода паров испаренной присадки 7. Испаритель работает за счет остаточной тепловой энергии отработавших газов ДВС, которые нагревают и испаряют вторичный теплоноситель (воду). В свою очередь, пар, конденсируясь
© Ю.А. Цехмейструк
Проблемы энергетики, 2004, № 1-2
на наружной поверхности воздуховода, отдает тепло пористой структуре, в которую подается, и в последующем испаряется, присадка, например жидкий метанол. Пары, проникая сквозь пористую структуру фитиля, поступают в канал отвода испарителя, в котором смешиваются с воздухом и через коллектор всасываются в цилиндры ДВС в соответствии с порядком их работы.
Расчетные методики тепловых труб, определяющие их характеристики, к которым относятся максимальная теплопередающая способность (предел теплопереноса) и термические сопротивления, представлены во многих работах [2, 3, 4, 5, 6, 7]. При разработке математической модели будем исходить из того, что в качестве прототипа испарителя ДВС был принят двухфазный термосифон. На основании конструктивной схемы (рис. 1) разработаны расчетная схема (рис. 2) и математическая модель испарителя, включающая описание процессов нагрева и испарения жидкой присадки из пористой структуры фитиля, а также процессы теплообмена первичного и вторичного теплоносителей. В модели приняты следующие допущения:
- теплообмен с окружающей средой незначителен, им пренебрегаем;
- жидкость равномерно заполняет всю пористую структуру;
- испарение идет из слоев пористой структуры, прилегающих к разделительной перегородке, пары отводятся по каналам в пористой структуре фитиля;
- характеристики пористых структур одинаковы для всех точек сечения фитиля;
- коэффициент объемной теплопередачи одинаков для всех точек;
- жидкость испаряется полностью, поэтому отсутствует вынос капель;
- контактное термическое сопротивление в местах соединения фитиля с перегородкой отсутствует, так как величина падения температуры в этом контакте невелика.
Материальный баланс составлен с учетом равенства объема входящих и исходящих отработавших газов, а также равенства массового расхода воды и пара. В него вошли следующие уравнения, определяющие:
- расход спирта
где Ссп - расход спирта на входе, кг/с; Опсп - расход спирта на выходе, кг/с;
Сисп - расход испаренного спирта, кг/с ;
- объем воздушного потока
ССп = ССп + СП, кг/с,
(1)
(2)
где рсп - плотность спирта, кг/м3; Уе - объемный расход воздуха на входе, м3/с; У£ - объемный расход воздуха на выходе, м3/с.
Рис. 2. Расчетная схема испарителя:
1 - корпус испарителя; 2 - воздуховод; 3 - фитиль из пористого материала; 4 - канал для подвода первичного теплоносителя; 5 - вторичный теплоноситель; 6 - паровая среда; 7 - линия
изменения температуры
Тепловой баланс включает:
- количество теплоты, отданное отработавшими газами,
0 г = Уг р гсг (* 'г - * г ) = Уг р г (* *г - * г ), кВт,
(3)
где *г - температура газов на входе, град; *”г - температура газов на выходе, град; сг - средняя изобарная теплоёмкость газов в интервале температур от *г до * пг, кДж/(кг град); рг - плотность газа, кг/м3; Уг - объемный расход газов, м3/с; Гг - энтальпия газа на входе, кДж/кг; / пг - энтальпия газа на выходе, кДж/кг;
- количество теплоты, затраченное на испарение воды и выделяющееся при конденсации водяных паров
0 еод = Сеод г = С пар г , кВт, (4)
где г - теплота парообразования, кДж/кг; Сеод - массовый расход воды, кг/с; Спар - массовый расход пара, кг/с;
- количество теплоты, затраченное на нагрев удаляемого спирта
0сп = Сспссп (*сп — *сп ), кВт, (5)
где ссп - теплоёмкость спирта, кДж/(кг град); *ясп - температура спирта на выходе, град; *сп - температура спирта на входе, град;
- количество теплоты, затраченное на подогрев и испарение спирта
еисп /~*исп _ / ^ и/ \ ■ исп„ Лт> (и\
сп = Ссп ссп\ts.сп — *сп) + Ссп г , кВт, (6)
где ^..си - температура насыщения (кипения) спирта, град; г - теплота парообразования спирта, кДж/кг; ї 'сп - температура спирта на входе, град;
- количество теплоты, затраченное на нагрев воздуха
бв = ^вр всвв— ів), кВт, (7)
где Ув - объёмный расход воздуха, м3/с; їв - температура воздуха на входе, град; ЇВ - температура воздуха на выходе, град; св - средняя изобарная теплоёмкость воздуха в интервале температур от ї'в до їв, кДж/(кг град); р в - плотность воздуха, кг/м3.
Принимая во внимание, что потери тепла в окружающую среду незначительны, приравниваем их к нулю. Таким образом, тепловой баланс в испарителе определяется
бг = йвод = Осп + ОТ + бв , кВт. (8)
Теплопередача в тепло-массообменнике испарителя определяется:
- теплопередачей через стенку газовой трубы, отнесенной к наружной поверхности газовой трубы
О-т1 = кг ^нар.г (їср.г — ) , кВт, (9)
где *ср.г - средняя температура газов, град; ts - температура насыщения
(кипения, конденсации) воды, град; Рнар г - наружная поверхность газовой
трубы,, м2; кг - коэффициент теплопередачи через стенку газовой трубы, отнесенной к наружной поверхности, кВт;
© Проблемы энергетики, 2004, № 1-2
- теплоотдачей от газов к стенке газовой трубы, отнесенной к наружной поверхности газовой трубы,
°1 = а1^нар.г \(ср.г — *ст1), кВт, (10)
где *ст1 - температура внутренней стенки трубы, °С; а1 - коэффициент
теплоотдачи от газов к стенке трубы, отнесенной к наружной поверхности, кВт/(м2 град);
- теплопроводностью через стенку газовой трубы, отнесенной к наружной поверхности газовой трубы,
= ХКгпйнар.г1 (*ст1 *ст2 )
йнар.г 1п(йнар.г / йенр.г )
Онар.г = , 77, , , кВт, (11)
где X г - коэффициент теплопроводности металлической газовой трубы, кВт/(м град); йнар.г - наружный диаметр газовой трубы, м; йенр.г - внутренний диаметр газовой трубы, м; *ст^ - температура наружной стенки трубы, град;
I - длина трубы, м;
- теплоотдачей от стенки газовой трубы к воде, отнесенной к наружной поверхности газовой трубы,
02 =а2 ^нар.г (*ст2 — ts ), кВт, (12)
где а2 - коэффициент теплоотдачи от стенки газовой трубы к кипящей воде,
2
отнесенной к наружной поверхности, кВт/(м град);
- теплопередачей через стенку воздушной трубы, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы,
0т2 = ке^нар.е (ts — *ср.е ) , кВт, (13)
где *ср.е - средняя температура воздуха, град; ке - коэффициент теплопередачи
2
через стенку воздушной трубы отнесенной к наружной поверхности, кВт/(м град); Рнар.е - наружная поверхность воздушной трубы, м2;
- теплоотдачей при конденсации водяных паров к стенке воздушной трубы, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы,
°3 = а3^нар.е (ts — *ст3 ) , кВт, (14)
где *гт - температура наружной стенки трубы, град; а3 - коэффициент
ст3
теплоотдачи при конденсации водяного пара к стенке воздушной трубы,
2
отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы, кВт/(м град);
- теплопроводностью через стенку воздушной трубы, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы,
Ткепйнар.еІ(*ст3 ^ст4 )
^нар.в 1п(^нар.в / ^внр.в )
—е—ни„,в-у-стз -ст., Л-Ч
йнар.в =----------------------------------------------------------------Г^~.-Ь-— , кВт (І5)
где йнар в - наружный диаметр воздушной трубы, м; йвнр в - внутренний диаметр воздушной трубы, м; 1ст- температура внутренней стенки трубы, град;
Xв - коэффициент теплопроводности стенки воздушной трубы, кВт/(м град);
- теплопроводностью (с учетом теплопередачи от стенки воздушной трубы к фитилю) через фитиль (предполагается, что поры малого диаметра равномерно распределены по объёму стенки и пронизывают её в поперечном направлении) [8]
вис г
Ш - * ) - сп сп ]
1У1ст4 Іср.в/ і
Оф =------------------Iі + кст - е-Ьф ] , кВт, (16)
(1 - кст ) - (1 - кф )е~^ф
в свою очередь,
Єис с к = сп'-'сп
•* />И1
а.
Сис с Сис с
.и сп'-'сп . г ™ сп'-'сп
; к ф = ; ^ = '
а
ф
(17)
ф
где гсп - теплота парообразования спирта, кДж/кг; а4 - коэффициент теплоотдачи от трубы к фитилю, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы, кВт/(м град); аф - коэффициент теплоотдачи от фитиля к воздуху, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы, кВт/(м град); ссп -теплоёмкость спирта, кДж/(кг град); Хф - коэффициент теплопроводности фитиля, кВт/(м град); 8 ф - толщина стенки фитиля, м;
- теплоотдачей от фитиля к воздушному потоку, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы,
Оф = аф^нар.в(ф — 1ср.в), кВт, (18)
где аф, - коэффициент теплоотдачи от фитиля к воздуху, отнесенной к наружной поверхности воздушной трубы, кВт/(м град).
Созданная математическая модель позволяет оценить эффективность работы пористого испарителя по его эксплуатационным характеристикам.
На основании накопленного опыта в разработке систем дифференциальных уравнений для тепловых труб [9], а также с учетом предложенных в статье формул, математическая модель расчета эксплуатационных характеристик испарителя запишется в следующем виде:
дТ,
ф
дТ,
дх
+ vc
ф
X
ф
( д2
dz рспссп
д Тф + д Тф дх 2 +
dz
д2Тс
+
д2Т
дх
G с
cm _ n. 2 —0;
дг
(дТт дТтЛ
дх
+
дг
— avTm,
u
сп
где исп, vcn - скорости течения жидкого спирта вдоль осей х и z соответственно, м/с; Тф, Тст, Тт - температура заполненной жидким спиртом испарительной пористой структуры, разделительной перегородки, теплоносителя соответственно, град; рсп - плотность жидкого спирта, кг/м3; Хф - коэффициент теплопроводности испарительной пористой структуры фитиля, заполненной жидким спиртом, кВт/(м град); av - объемный коэффициент теплопередачи, кВт/(м град); Gm - расход теплоносителя, кг/с; ссп - теплоемкость жидкого спирта, Дж/(кг град); ст - теплоемкость теплоносителя, Дж/(кг град).
Таким образом, созданный математический аппарат дает возможность производить теоретические исследования и инженерные расчеты испарителей, выбирать их геометрические параметры и рабочую жидкость.
Summary
Design study of the vaporizer represents a two - phase thermosiphon which utilizes thermal energy of exhausted gases. The design model allows to choose rational construction parameters in the design process of the vaporizer to reduce terms and expenses on its making.
Литература
1. Пат. РФ RU 2168054, C2 7F 02 М 31/18. Способ работы испарителя топлива и испаритель топлива двигателя внутреннего сгорания (варианты) / Ю.А. Цехмейструк и др. Заявл. 19.07.99. - Опубл. 27.05.2001 // Бюл. № 15.
2. Васильев Л.Л., Гракович Л.П., Хрусталев Д.К. Тепловые трубы в системах с возобновляемыми источниками энергии. - Минск: Наука и техника, 1988.
3. Ивановский М.И., Сорокин В.П., Ягодкин И.В. Физические основы тепловых труб. - М.: Атомиздат, 1978.
4. Павлов Е.П. Методика расчёта тепловых труб // Улучшение топливоэнергетических и ресурсных показателей двигателей сельскохозяйственных тракторов в эксплуатации: Сб. науч. тр. / Под ред. А.В. Николаенко. - Л., 1983.
5. Сергеев Г.Т. Тепломассообмен проницаемых сред при пористом вдуве. -Мн.: Наука и техника, 1981.
6. Тепловые трубы и теплообменники с использованием пористых материалов /Под ред. Л.Л. Васильева: Сб. науч. трудов.- Минск: Изд-во АН БССР, 1985.
7. Чи С. Тепловые трубы: теория и практика / Пер. с англ. В.Я. Сидорова. -М.: Машиностроение, 1981.
8. Кабаньков О.Н., Ягов В.В. Экспериментальное исследование теплоотдачи к парожидкостному потоку при низких давлениях. // Теплоэнергетика. -1980. - № 5.
9. Васильев Л.Л., Гракович Л.П., Хрусталев Д.К. Тепловые трубы в системах с возобновляемыми источниками энергии. - Минск: Наука и техника, 1988.
Поступила 14.07.2003
