Модифицированный метод эффективность-NTU (m-ε-NTU) для расчёта воздухоохладителей в режиме с влаговыпадением или инеевыпадением. Часть III

Полный текст

ВВЕДЕНИЕ

В предыдущей части статьи [1] приведены основные расчётные зависимости, а также описан метод расчёта воздухоохладителей, работающих в «сухом» режиме (без влаговыпадения и инеевыпадения). На практике гораздо чаще встречаются режимы работы, сопровождающиеся массообменом — «мокрый» (с влаговыпадением или инеевыпадением на всей поверхности) или комбинированный (с влаговыпадением или инеевыпадением на части поверхности), о которых и пойдёт речь в настоящей статье.

Процесс массообмена «забирает на себя» часть тепловой мощности ТОА, называемой — скрытой теплотой, которая идёт на изменение агрегатного состояния водяного пара, растворённого в воздухе. Таким образом, полная тепловая мощность ТОА формируется из явной и скрытой теплоты. Первая часть характеризует снижение температуры влажного воздуха, а вторая — снижение его абсолютного влагосодержания.

Как упоминалось ранее, при температуре теплообменной поверхности ниже или равной температуре точки росы влажного воздуха на входе происходит процесс конденсации водяных паров (влаговыпадение), а при температуре поверхности ниже или равной 0,01 °C (температура тройной точки воды) начинается кристаллизация водяного конденсата или же десублимация водяных паров (инеевыпадение). Влаговыпадение и инеевыпадение значительно влияет на процесс теплообмена в первую очередь из-за огромной теплоты парообразования воды — около 2500 кДж/кг.

«МОКРЫЙ» РЕЖИМ

«Мокрый» режим сопровождается влаговыпадением или инеевыпадением на всей теплообменной поверхности аппарата со стороны воздушного потока. Зависимости, представленные в данной части, получены при следующих предположениях:

критерий Льюиса для воздуха, определяющий соотношение тепло- и массоотдачи — $Le\equiv \alpha /\beta /{\overline{c}}_p=1$, где β — коэффициент массоотдачи, кг/с/м²;

• тепловой поток в результате слива конденсата с поверхности теплообмена в окружающую среду пренебрежимо мал и не учитывается в уравнениях теплового баланса.

В «сухом» режиме движущим потенциалом теплообмена является разность температур, а в «мокром» режиме — разность энтальпий [2]. Данный подход позволяет корректно учитывать влияние влаговыпадения и инеевыпадения на процесс теплообмена.

Тогда основное уравнение теплопередачи для «мокрого» режима, где все энтальпии являются локальными по ходу сред, можно принять в виде:

$\frac{h_{s,wall,c}-h_{s,c}}{R_{c,wet}}=\frac{h_{s,wall,h}-h_{s,wall,c}}{R_{wall,wet}}=\frac{h_h-h_{s,wall,h}}{R_{h,wet}},$                                           (III.1)

где h_s,c , h_s,wall,c и h_s,wall,h — удельные энтальпии влажного воздуха на линии насыщения при температурах

T_c, T_wall,с и T_wall,h, соответственно, Дж/кг;

h_h — удельная энтальпия влажного воздуха, Дж/кг.

Уравнение для определения коэффициента теплопередачи для «мокрого» режима [2]:

$\begin{array}{l}\frac{1}{k_{wet}A}=\frac{1}{k_{c,wet}{A}_c}=\frac{1}{k_{h,wet}{A}_h}=\stackrel{R_{c,wet}}{\overbrace{\frac{{b^{\text{'}}}_c}{{\alpha }_c{A}_c}+\frac{{b^{\text{'}}}_c{R}_{f,c}}{A_c}}}+\\ +\underset{R_{wall,wet}}{\underbrace{\frac{{b^{\text{'}}}_{wall}\ln \left(D_o/D_i\right)}{2\pi {\lambda }_{t}L}+\frac{{b^{\text{'}}}_{wall}\ln \left(D_c/D_o\right)}{2\pi {\lambda }_{f}L}}}+\underset{R_{h,wet}}{\underbrace{\frac{{b^{\text{'}}}_h{R}_{f,h}}{{\eta }_{h,wet}{A}_h}+\frac{{b^{\text{'}}}_h}{{\alpha }_{h,wet}{\eta }_{h,wet}{A}_h}}},\end{array}$                               (III.2)

где α_h,wet— коэффициент теплоотдачи воздуха в «мокром» режиме, Вт/м²/К;  η_h,wet — КПД оребренной поверхности в «мокром» режиме; b′_c , b′_wall и b′_h — частные производные удельной энтальпии влажного воздуха на линии насыщения по температуре при постоянном давлении ${\left(\frac{\partial h_s}{\partial T}\right)}_p$, взятые следующим образом: 

b′_c — на отрезке $\left[{\overline{T}}_c;{\overline{T}}_{wall,c}\right]$, а b′_wall b′_h — на отрезке $\left[{\overline{T}}_{wall,c};{\overline{T}}_{wall,h}\right]$, b′_h — в точке ${\overline{T}}_{wall,h}$, Дж/кг/К; ${\overline{T}}_c, {\overline{T}}_{wall,c}$и ${\overline{T}}_{wall,h}$ — средние значения T_c, T_wall,c и T_wall,h , соответственно, К.

Значения ${\overline{T}}_{wall,c}$и ${\overline{T}}_{wall,h}$не могут быть известными заранее, поэтому их необходимо определять итеративно, используя формулы (III.8) и (III.9).

Так как нелинейность зависимости удельной энтальпии насыщенного влажного воздуха от температуры на небольших отрезках пренебрежимо мала:

${b^{\text{'}}}_c=\frac{h_s\left({\overline{T}}_{wall,c}\right)-h_s\left({\overline{T}}_c\right)}{{\overline{T}}_{wall,c}-{\overline{T}}_c};$                                                                                       (III.3)

${b^{\text{'}}}_{wall}=\frac{h_s\left({\overline{T}}_{wall,h}\right)-h_s\left({\overline{T}}_{wall,c}\right)}{{\overline{T}}_{wall,h}-{\overline{T}}_{wall,c}};$                                                                                 (III.4)

${b^{\text{'}}}_h=\underset{\Delta T\to 0}{\lim }\frac{h_s\left({\overline{T}}_{wall,h}+\Delta T\right)-h_s\left({\overline{T}}_{wall,h}\right)}{\Delta T},$                                                                    (III.5)

где h_s — уд. энтальпия влажного воздуха на линии насыщения при заданной температуре (в скобках), Дж/кг.

Теплофизические свойства влажного воздуха можно определить с помощью открытой библиотеки CoolProp [3], которая использует зависимости из стандарта ASHRAE RP-1485 [4]. С другой стороны, можно напрямую применить уравнения состояния, рассматривающие влажный воздух как идеальную [5, 6], так и реальную смесь газов (более точно) [4].

КПД оребренной поверхности при влаговыпадении η_h,wet можно определить, используя формулы для «сухого» режима работы, однако параметр ребра m вычисляется уже с использованием α_h,wet:

α_h,wet$=\left\{\begin{array}{c}{\left(\frac{{\overline{c}}_{p,h}}{{b^{\text{'}}}_h{\alpha }_{h,dry}}+\frac{{\delta }_{water}}{{\lambda }_{water}}\right)}^{-1},\text{\hspace{0.33em}\hspace{0.33em}\hspace{0.33em}при\hspace{0.33em}влаговыпадении;}\\ {\left(\frac{{\overline{c}}_{p,h}}{{b^{\text{'}}}_h{\alpha }_{h,dry}}+\frac{{\delta }_{frost}}{{\lambda }_{frost}}\right)}^{-1},\text{\hspace{0.33em}\hspace{0.33em}\hspace{0.33em}\hspace{0.33em}\hspace{0.33em}при\hspace{0.33em}инеевыпадении.}\end{array}\right.$                                            (III.6)

В (III.6) δ_water и λ_water  — толщина водяной плёнки и её средняя теплопроводность при температурах стенки соответственно. Согласно [7] δ_water обычно составляет около 0,005˝≈ 0,1 мм; а величина  δ_water/λ_water — около 0,5–5 % от ${\overline{c}}_{p,h}/{b^{\text{'}}}_h/{\alpha }_{h,dry}$, поэтому зачастую ей пренебрегали в предыдущих исследованиях. А δ_frost  и λ_frost — толщина слоя инея, которая существенно зависит от режима работы установки и цикла оттайки, и его средняя теплопроводность соответственно. В соответствии с [8] величина λ_frost находится в диапазоне от 0,15 до 0,3 Вт/м/К, а при частых оттаиваниях её можно принимать равной 0,15 Вт/м/К.

Водяные эквиваленты в «мокром» режиме вычисляются согласно: 

$\begin{array}{l}{C}_{h,wet}\equiv m_h;\\ C_{c,wet}\equiv \frac{m_c{\overline{c}}_{p,c}}{{b^{\text{'}}}_c}.\end{array}$                                                                                                (III.7)

По аналогии с «сухим» режимом работы, из основного уравнения теплопередачи (III.1) и определения чисел единиц переноса теплоты, температура стенки в «мокром» режиме со стороны воздушного потока и охлаждающей среды соответственно (в любой точке по ходу сред) может быть определена по соответствующей ей удельной энтальпии насыщенного влажного воздуха (с помощью [3], [5, 6] или [4]):

h_s,wall,h $=h_h-\frac{C_{min,wet}}{C_{h,wet}}\frac{NT{U}_{wet}}{NT{U}_{h,wet}}\left(h_h-h_{s,c}\right)F;$                                                            (III.8)

h_s,wall,c $=h_h-\frac{C_{min,wet}}{C_{h,wet}}\frac{NT{U}_{wet}}{NT{U}_{h,wet}}\frac{R_{h,wet}+R_{wall,wet}}{R_{h,wet}}\left(h_h-h_{s,c}\right)F.$                                      (III.9)

Тепловая мощность в «мокром» режиме:

$Q_{wet}={\epsilon }_{wet}{C}_{min,wet}\left(h_{h\mathrm{,1}}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),$                                                                             (III.10)

где h_h,1 — удельная энтальпия влажного воздуха на входе в ТОА, Дж/кг; h_s,c,1 — удельная энтальпия влажного воздуха на линии насыщения при температуре T_c,1, Дж/кг.

Параметры рабочих веществ на выходе из аппарата:

h_h,2 = h_h,1 $-\frac{Q_{wet}}{m_h}=$$\left\{\begin{array}{l}{h}_{h\mathrm{,1}}-{\epsilon }_{wet}\left(h_{h\mathrm{,1}}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),C_{min,wet}=C_{h,wet};\\ h_{h\mathrm{,1}}-{\epsilon }_{wet}{C}_{r,wet}\left(h_{h\mathrm{,1}}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),C_{min,wet}=C_{c,wet};\end{array}\right.$                     (III.11)

T_c,2 = T_c,1$+\frac{Q_{wet}}{m_c{\overline{c}}_{p,c}}=$$\left\{\begin{array}{l}{T}_{c\mathrm{,1}}+{\epsilon }_{wet}\frac{m_h}{m_c{\overline{c}}_{p,c}}\left(h_{h\mathrm{,1}}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),C_{min,wet}=C_{h,wet};\\ T_{c\mathrm{,1}}+{\epsilon }_{wet}\frac{h_{h\mathrm{,1}}-h_{s,c\mathrm{,1}}}{{b^{\text{'}}}_c},C_{min,wet}=C_{c,wet};\end{array}\right.$                 (III.12)

где h_h,2 — удельная энтальпия влажного воздуха на выходе из ТОА, Дж/кг.

Введём величину «эффективной» температуры стенки T_wall,e , которая неизменна по ходу воздуха. Так как T_wall,e= const, удельная энтальпия насыщенного влажного воздуха, соответствующая эффективной температуре стенки:

Q_wet ≡ m_h(h_h,1 – h_h,2) = [1– exp(-NTU_h,wet)] m_h(h_h,1 – h_s,wall,e) ⇔

$\iff \boxed{h_{s,wall,e}=h_{h\mathrm{,1}}-\frac{h_{h\mathrm{,1}}-h_{h\mathrm{,2}}}{1-\exp \left(-NT{U}_{h,wet}\right)}}$                                                                    (III.13)

Найдя h_s,wall,e по (III.13), можно определить и T_s,wall,e, прибегнув к упомянутым ранее способам ([3], [5, 6] или [4]).

Справедливы следующие выражения:

$\begin{array}{c}{Q}_{wet}=m_h{\left(\frac{\partial h_h}{\partial T}\right)}_p\left(T_{h\mathrm{,1}}-T_{h\mathrm{,2}}\right)={\left(\frac{\partial h_h}{\partial T}\right)}_p\frac{\Delta T_{ln,wall}}{R_{h,wet}},\\ \Delta T_{ln,wall}=\frac{T_{h\mathrm{,1}}-T_{h\mathrm{,2}}}{\ln \left(\frac{T_{h\mathrm{,1}}-T_{wall,e}}{T_{h\mathrm{,2}}-T_{wall,e}}\right)},\end{array}$                                                      (III.14)

где ${\left(\frac{\partial h_h}{\partial T}\right)}_p$— частная производная удельной энтальпии по температуре при постоянном давлении (изобарная теплоемкость воздуха при влаговыпадении), Дж/кг/К; ΔT_ln,wall — средняя логарифмическая разность между температурами воздуха и эффективной температурой стенки T_wall,e , К.

Из (III.14) и определения чисел единиц переноса теплоты получим температуру воздуха на выходе:

$\begin{array}{l}NT{U}_{h,wet}=\frac{T_{h\mathrm{,1}}-T_{h\mathrm{,2}}}{\Delta T_{ln,wall}}=\ln \left(\frac{T_{h\mathrm{,1}}-T_{wall,e}}{T_{h\mathrm{,2}}-T_{wall,e}}\right)\iff \\ \iff \boxed{T_{h\mathrm{,2}}=T_{wall,e}+\left(T_{h\mathrm{,1}}-T_{wall,e}\right)\exp \left(-NT{U}_{h,wet}\right)}\end{array}$                                         (III.15)

 Найдя удельную энтальпию влажного воздуха на выходе по (III.11) и его температуру по (III.15), можно вычислить относительную влажность с целью определения объема выпавшей влаги в процессе охлаждения. Альтернативно параметры влажного воздуха на выходе из ТОА можно определить с помощью его абсолютного влагосодержания:

$d_{h\mathrm{,2}}\approxeq d_{s,wall,e}+\left(d_{h\mathrm{,1}}-d_{s,wall,e}\right)\exp \left(-NT{U}_{h,wet}\right),$                                                       (III.16)

где d_h,1 и d_h,2 — абсолютные влагосодержания воздуха на входе и выходе из ТОА, соответственно, кг/кг с.в.; d_s,wall,e — абсолютное влагосодержание насыщенного влажного воздуха, соответствующее T_wall,e, кг/кг с.в.

Далее необходимо вычислить температуру стенки со стороны воздушного потока на его входе и выходе по формуле (III.8), учитывая схему течения. Если хотя бы одна из полученных температур выше температуры точки росы воздуха на входе, какая-то часть поверхности ТОА остается сухой, при этом оставшаяся часть — мокрой. В таком случае последующие расчеты необходимо проводить для комби- нированного режима работы.

КОМБИНИРОВАННЫЙ РЕЖИМ

В комбинированном режиме на части поверхности теплообмена происходит процесс конденсации водяных паров, а оставшаяся часть — остается сухой.

Определение доли сухой поверхности теплообмена $f_{dry}\equiv A_{h,dry}/A_h$сводится к нахождению её точки с температурой, равной температуре точки росы влажного воздуха на входе. Очевидно, что в общем случае $0\le f_{dry}\le 1$. По определению, доля мокрой поверхности теплообмена: $f_{wet}\equiv 1-f_{dry}$.

Браун в своей диссертации [9] и статье [10] показал, что комбинированный режим предполагает итеративные вычисления, что неизбежно увеличивает время выполнения расчетных программ. Во избежание этого им предлагается заменить комбинированный режим на «сухой» или «мокрый» (с наибольшей тепловой мощностью), что приводит к удовлетворительной погрешности расчетов.

Как будет показано далее, значение  f_dry может быть выражено напрямую для ТОА с противоточной схемой течения или кипящей при постоянной температуре охлаждающей средой, так как сухой участок поверхности теплообмена в таком случае гарантированно будет находиться на входе воздушного потока. В остальных случаях f_dryнеобходимо определять итеративно или следовать рекомендациям Брауна, описанным выше.

В комбинированном режиме необходимо рассматривать оба участка аппарата по отдельности, как два установленных друг за другом ТОА. Число единиц переноса теплоты прямо пропорционально площади теплообменной поверхности, поэтому для сухого и мокрого участков оно может быть определено с помощью умножения NTU_dry и NTU_wed, отнесенных к полной поверхности, на f_dry и f_wed соответственно.

Тогда выражения, определяющие эффективность процесса теплообмена, преобразуются следующим образом для сухой части поверхности:

${\epsilon }_{dry}=$$\left\{\begin{array}{l}\frac{1-\exp \left[-f_{dry}NT{U}_{dry}\left(1-C_{r,dry}\right)\right]}{1-C_{r,dry}\exp \left[-f_{dry}NT{U}_{dry}\left(1-C_{r,dry}\right)\right]},C_{r,dry}<1;\\ \frac{f_{dry}NT{U}_{dry}}{1+f_{dry}NT{U}_{dry}},C_{r,dry}=1;\end{array}\right.$                       (III.17)

${\epsilon }_{dry}=1-\exp \left(-f_{dry}NT{U}_{dry}\right).$                                                                                  (III.18)

Аналогично, — для мокрой части поверхности:

${\epsilon }_{wet}=\left\{\begin{array}{l}\frac{1-\exp \left[-f_{wet}NT{U}_{wet}\left(1-C_{r,wet}\right)\right]}{1-C_{r,wet}\exp \left[-f_{wet}NT{U}_{wet}\left(1-C_{r,wet}\right)\right]},C_{r,wet}<1;\\ \frac{f_{wet}NT{U}_{wet}}{1+f_{wet}NT{U}_{wet}}, C_{r,wet}=1;\end{array}\right.$                     (III.19)

${\epsilon }_{wet}=1-\exp \left(-f_{wet}NT{U}_{wet}\right).$                                                                                   (III.20)

Тепловая нагрузка сухой части поверхности вычисляется согласно:

$\begin{array}{c}{Q}_{dry}={\epsilon }_{dry}{C}_{min,dry}\left(T_{h\mathrm{,1}}-T_{c,x}\right);\\ \begin{array}{cc}{T}_{h,x}=T_{h\mathrm{,1}}-\frac{Q_{dry}}{C_{h,dry}};& T_{c,x}=T_{c\mathrm{,2}}-\frac{Q_{dry}}{C_{c,dry}},\end{array}\end{array}$                                                               (III.21)

где T_h,x и T_x,c — температуры воздуха и охлаждающей среды в точке, где начинается процесс влаговыпадения, соответственно, К.

Так как изначально они не известны, дальнейшие зависимости целесообразно выражать без их прямого использования.

Из (III.21) получим:

$Q_{dry}=\frac{{\epsilon }_{dry}{C}_{min,dry}\left(T_{h\mathrm{,1}}-T_{c\mathrm{,2}}\right)}{1-{\epsilon }_{dry}\frac{C_{min,dry}}{C_{c,dry}}}.$                                                                             (III.22)

Из (III.21) и формулы для определения температуры стенки со стороны влажного воздуха для «сухого» режима можно также выразить тепловую нагрузку сухой части поверхности:

$Q_{dry}=\frac{\left(y-1\right)T_{h\mathrm{,1}}-y{T}_{c\mathrm{,2}}+T_{dew}}{\frac{y-1}{C_{h,dry}}-\frac{y}{C_{c,dry}}},$                                                                          (III.23)

$y=\frac{C_{min,dry}}{C_{h,dry}}\frac{NT{U}_{dry}}{NT{U}_{h,dry}}$,

где T_dew — температура точки росы воздуха на входе, К.

Приравняв выражения (III.22) и (III.23), получим ε_dry для противоточной схемы течения:

${\epsilon }_{dry}=\frac{\left(y-1\right)T_{h\mathrm{,1}}-y{T}_{c\mathrm{,2}}+T_{dew}}{C_{min,dry}\left[\left(y-1\right)\frac{T_{h\mathrm{,1}}-T_{c\mathrm{,2}}}{C_{h,dry}}-\frac{T_{h\mathrm{,1}}-T_{dew}}{C_{c,dry}}\right]}.$                                                             (III.24)

В случае кипения охлаждающей среды при постоянной температуре (T_c = T_c,1 = T_c,2) её водяной эквивалент стремится к бесконечности $\left(C_{c,dry}\to \infty \right)$. Следовательно, $\left(T_{h\mathrm{,1}}-T_{dew}\right)/C_{c,dry}=0$ и $C_{min,dry}=C_{h,dry}$. Тогда (III.24) преобразуется следующим образом:

${\epsilon }_{dry}=\frac{\left(y-1\right)T_{h\mathrm{,1}}-y{T}_c+T_{dew}}{\left(y-1\right)\left(T_{h\mathrm{,1}}-T_c\right)}.$                                                                            (III.25)

Из (III.17) и (III.18) выразим f_dry для ТОА с противоточной схемой течения и ТОА с кипящей при постоянной температуре охлаждающей средой соответственно:

$f_{dry}=\left\{\begin{array}{c}\frac{\ln \left[\frac{1-{\epsilon }_{dry}{C}_{r,dry}}{1-{\epsilon }_{dry}}\right]}{NT{U}_{dry}\left(1-C_{r,dry}\right)},C_{r,dry}<1;\\ \frac{{\epsilon }_{dry}}{NT{U}_{dry}\left(1-{\epsilon }_{dry}\right)},C_{r,dry}=1;\end{array}\right.$                                                                   (III.26)

$f_{dry}=\frac{\ln \left[1-{\epsilon }_{dry}\right]}{-NT{U}_{dry}}.$                                                                                              (III.27)

Подставив эффективность процесса теплообмена на сухой части поверхности ε_dry, вычисленную по (III.24) или (III.25) в зависимости от схемы течения, в выражения (III.26) или (III.27), можно вычислить долю сухой поверхности теплообмена f_dry.

Следует отметить, что полученные выше зависимости для противоточной схемы течения могут быть использованы без применения итеративных вычислений только при условии, что температура охлаждающей среды на выходе T_c,2 известна заранее. На практике это условие выполняется всегда, так как T_c,2 регулируется с помощью средств автоматики. К примеру, для ТОА с охлаждающей средой в виде воды или незамерзающих растворов — система управления со смесительным узлом, трёхходовым клапаном и датчиком температуры на её выходе; а для испарителя¹ — терморегулирующий (ТРВ) или электронный расширительный вентиль (ЭРВ).

Имея f_dry и ε_dry, получим Q_dry по (III.22), T_h,x и T_c,x по (III.21). Тогда, учитывая, что процесс охлаждения влажного воздуха в сухой части ТОА будет проходить при постоянном влагосодержании, можно найти его уд. энтальпию h_h,x, соответствующую точке ТОА, в которой начинается процесс влаго- выпадения.

Тепловая мощность мокрой части поверхности^[2]:

$Q_{wet}={\epsilon }_{wet}{C}_{min,wet}\left(h_{h,x}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),$                                                                           (III.28)

где h_h,x — удельная энтальпия влажного воздуха в начале процесса влаговыпадения, Дж/кг.

Удельная энтальпия воздуха на выходе из аппарата:

$h_{h\mathrm{,2}}=h_{h,x}-\frac{Q_{wet}}{m_h}=\left\{\begin{array}{c}{h}_{h,x}-{\epsilon }_{wet}\left(h_{h,x}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),C_{min,wet}=C_{h,wet};\\ h_{h,x}-{\epsilon }_{wet}{C}_{r,wet}\left(h_{h,x}-h_{s,c\mathrm{,1}}\right),C_{min,wet}=C_{c,wet};\end{array}\right.$                       (III.29)

Тогда согласно (III.13):

$h_{s,wall,e}=h_{h,x}-\frac{h_{h,x}-h_{h\mathrm{,2}}}{1-\exp \left[-f_{wet}NT{U}_{h,wet}\right]}$                                                               (III.30)

Найдя $h_{s,wall,e}$ по (III.30), можно определить $T_{wall,e}$, прибегнув к упомянутым ранее способам ([3], [5, 6] или [4]). В соответствии с (III.15) температура воздуха на выходе определяется зависимостью:

$T_{h\mathrm{,2}}=T_{wall,e}+\left(T_{h,x}-T_{wall,e}\right)\exp \left[-f_{wet}NT{U}_{h,wet}\right]$                                                     (III.31)

Найдя удельную энтальпию влажного воздуха на выходе по (III.29) и его температуру по (III.31), можно вычислить и относительную влажность с целью определения объема выпавшей влаги в процессе охлаждения. Альтернативно параметры влажного воздуха на выходе из ТОА можно определить с помощью его абсолютного влагосодержания:

$d_{h\mathrm{,2}}\approxeq d_{s,wall,e}+\left(d_{h\mathrm{,1}}-d_{s,wall,e}\right)\exp \left[-f_{wet}NT{U}_{h,wet}\right]$                                                 (III.32)

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Разработанный модифицированный метод эффективность-NTU (m-ε-NTU) расчёта воздухоохладителей можно назвать универсальным, так как с его помощью можно описать как «сухой» (без влаговыпадения и инеевыпадения) и «мокрый» (с влаговыпадением или инеевыпадением на всей поверхности), так и комбинированный (с влаговыпадением или инеевыпадением на части поверхности) режимы работы — как для противоточных и прямоточных воздухоохладителей без фазового перехода охлаждающей среды, так и для случаев с её фазовым переходом. При этом с использованием данного метода пропадает необходимость в итеративных вычислениях для определения доли сухой поверхности в случае с комбинированным режимом работы воздухоохладителя, что способствует упрощению алгоритма и снижению времени выполнения расчётных программ.

В следующей части статьи будет пошагово изложен алгоритм применения разработанного метода, а также будет приведено его сравнение с методом посегментного разбиения теплообменного аппарата.

ДОПОЛНИТЕЛЬНО

Конфликт интересов. Автор заявляет об отсутствии конфликта интересов.

Источник финансирования. Автор заявляет об отсутствии внешнего финансирования.

ADDITIONAL INFORMATION

Competing interests. The author declares no conflict of interest

Funding source. This study was not supported by external sources of funding.

¹ В данном примере речь идет об участке перегрева хладагента в испарителе-воздухоохладителе, который следует рассматривать отдельно от участка кипения. Температура перегретого пара на выходе поддерживается путем постепенного открытия или закрытия расширительного вентиля.

² Здесь ε_wet вычисляется по формулам (III.19) или (III.20) в зависимости от схемы течения.

Об авторах

Владимир Алексеевич Портянихин

Автор, ответственный за переписку.
Email: v.portyanikhin@ya.ru
ORCID iD: 0000-0003-4616-074X
SPIN-код: 6267-7392

Аспирант кафедры Э4 "Холодильная, криогенная техника, системы кондиционирования и жизнеобеспечения"

Список литературы

Дополнительные файлы