Массоотдача в параболоцилиндрическом гелиоопреснителе с испарительно-конденсационным контуром



Потребность в воде в настоящее время достигла такого уровня, что не только страны, лежащие в аридной зоне земного шара и плохо обеспеченные водными ресурсами, но и индустриально развитые страны гумидного пояса стали испытывать возрастающую нехватку пресной воды. Поэтому проблема обеспечения человечества пресной водой приобретает сейчас все общее международное значение. Стремление увеличить производительность опреснителей привело к созданию многоступенчатых систем. В них теплоты конденсаций пара многократно используется для выпаривания рассолов с отдельных цистери и резервуаров. У нас и за рубежом ведутся исследования по отысканию как конструкционных материалов, снижающих стоимость опреснения, так и способов, повышающих эффективность процесса гелиоопреснения . Обширные исследования солнечных опреснителей ведутся во многих странах. Некоторое улучшение конструкции дистилляторов дало незначительный прирост к. п.д. В среднем их производительность составляет 3,5–4,5 максимальная 5,2 л/м ² день. У регенеративных солнечных опреснителей в среднем колеблется в пределах 5–12 л/м ² день . Солнечные опреснители парникового типа разделяются на малоинерционные с малым и большим объемами испаряемой воды. Рассмотрение и анализ результатов работ некоторых исследователей по использованию солнечной энергии для опреснения соленых вод показывают, что многими исследователями рассмотрены особенности применения солнечных опреснителей и указаны основные факторы, оставляющие энергетические потери последнего .

Задача о теплоотдаче при пленочной конденсации насыщенного пара была теоретически решена В. Нуссельтом и было также отмечено, что все величины , и (или ), характеризующие теплофизические свойства конденсата, надо находить по средней температуре пленки

, а теплоту парообразования - по температуре . В нашем случае испарительно-конденсационная часть параболоцилиндрического опреснителя представляет собой камеру, которая заполонена насадками, т. е. развитой поверхностью губчатого материала, смачивающегося соленной водой поступающего из коллектора — теплоприемника с температурой 65–70 ⁰ С . Известно, что давление влажного воздуха р есть сумма парциальных давлений сухого воздуха р _в и паров воды р _п . Парциальное давление паров воды является важной характеристикой влажного воздуха, так как состояние влажного воздуха определяется соотношением парциального давления паров воды р _п и давлением насыщенных паров воды р _s при температуре влажного воздуха. Давление насыщенных паров воды в интервале 20 ⁰ …100 ⁰ С определили по эмпирической зависимости

. (1)

Все расчеты влажного воздуха вели на 1 кг сухого воздуха; абсолютная влажность - количество паров воды в 1м ³ влажности воздуха и относительная влажность - отношение парциального давления паров воды р _п к давлению насыщенных паров воды р _s при температуре воздуха t _в : - меняется от 0 (р _п =0, сухой воздух) до 1 (р _п = р _{s ,} насыщенный влажный воздух). Известно, что удельное влагосодержание d есть количество паров воды на 1 кг сухого воздуха

, (2)

где , .

Удельное влагосодержание насыщенного воздуха при ;

. (3)

Выражая плотность влажного воздуха через их парциальные давления р _п и р _в и подставляя и

, получим

. (4)

Нами рассчитаны термодинамические свойства влажного воздуха в условиях г. Карши, при барометрическом давлении , в интервале температуры , в испарительно-конденсационной камере.

Результаты вычисления сведены в таблицу:

Температура, 0 С	Плотность воздуха,	Упругость насыщенных водяных паров,		Содержание водяного пара при полном насыщении		Влагосодержание воздуха
		P п , Па	P п, мм.рт. ст.	в 1 м 3 возду- ха, г	в 1 кг влажно-го воз- духа, г
20	1,205	2336,8	17,53	17,2	14,4	14,883
25	1,185	3166,3	23,76	22,9	19,5	20,338
30	1,165	4241,7	31,82	30,1	26,3	27,552
35	1,146	5621,7	42,18	39,3	35,0	37,050
40	1,128	7375,8	55,32	50,8	46,3	50,75
45	1,110	9583,7	71,88	65,0	60,7	69,52
50	1,093	12334,3	92,51	83,3	79,0	95,23
55	1,076	15732,9	118,00	103,6	102,3	130,45
60	1,060	19919,5	149,40	129,3	131,7	178,69

Энтальпия сухого воздуха при невысоких температурах и теплоемкости воздуха равна

.

Удельная энтальпия водяного пара , при температуре влажного воздуха , где - скрытая теплота парообразования воды при t=0 ⁰ C; - теплоемкость пара воды. В нашем случае принимаем в дальнейшем .

Для зависимости скрытой теплоты парообразования воды r, , от температуры t использовали эмпирическое соотношение .

При температуре t=40 ⁰ С коэффициент диффузии вычисляли по формуле , и составил .

Известно, что при давление насыщенного пара , а парциальное давление водяного пара составил .

При и плотность водяного пара , а парциональное давление воздуха

.

При и плотность воздуха , а плотность влажного воздуха .

Массовые концентрации водяного пара , и воздуха . Теплоемкость водяного пара , а теплоемкость воздуха . Теплоемкость влажного воздуха находим по формуле

.

Коэффициент массоотдачи определяли с помощью соотношения , где - плотность диффузионного потока массы водяного пара; и - массовые концентрации водяного пара на поверхности испарения и вдали от влажного материала в испарителя. Для массообмена вводли диффузионное число Нуссельта и диффузионное число Прандтля . Так как течение в пограничном слое ламинарное, для процесса массообмена использовали формулу

. (5)

где

— число Рейнольдса, - площадь развитой поверхности губчатого влажного материала, скорость влажного воздуха в далее поверхности, кинематическая вязкость влажного воздуха. Диффузионное число Прандтля , при интервале температур составляет 0,61–0,65, а число Рейнольдса составил Re =2297.

По уравнение (5) определили , следовательно коэффициент массоотдачи составил в заданном интервале температур. При движении жидкости в изогнутых трубах, например в коленах и змеевиках, за счет центробежного эффекта поток жидкости отжимается к внешней стенке, следствием чего является так называемая вторичная циркуляция в поперечном сечении трубы. Эффект вторичной циркуляции и возрастания скорости приводит к усилению турбулентности и к увеличению коэффициента теплоотдачи.

Расчет теплоотдачи в изогнутых трубах может производиться по формуле для прямой трубы с введением поправочного коэффициента

, (6)

где - средней радиус змеевика; — внутренний диаметр трубы.

Действие центробежного эффекта не ограничивается только криволинейным участком, а распространяется и на некоторую длину последующего прямого участка трубы, на котором теплоотдача всегда выше, чем на прямом участке до поворота. В частности, в змеевике с длиной прямого участка можно считать, что действие центробежного эффекта распространяется на всю длину змеевика.

В изогнутых трубах (змеевиках) наблюдаются более высокие, чем в прямых трубах, коэффициенты теплоотдачи. Это объясняется дополнительным перемешиванием жидкости вследствие закрутки потока и вторичных течений. Для приближенного расчета числа Nu в изогнутой трубе используют формулу

(7)

где - число Nu для прямой трубы;

- радиус трубы; - радиус изгиба (для круглого змеевика - радиус змеевика).

Переход ламинарного режима в турбулентный происходит при .

На теплоотдачу при турбулентном течении оказывает влияние шероховатость стенки трубы. Для шероховатой трубы больше, чем для гладкой. Однако это имеет место только тогда, когда выступы шероховатости выходят за пределы вязкого подслоя. Теплоотдача в технических трубах, как правило, подчиняется закономерностям, справедливым для гладких труб. Создание искусственной шероховатости стенки трубы является одним из методов интенсификации теплообмена. Основная идея этого метода — разрушение вязкого подслоя, который представляет собой основное термическое сопротивление переносу теплоты при . На теплоотдачу в шероховатой трубе влияют высота и форма выступов элементов шероховатости, а также расстояние между ними. Поскольку коэффициент трения для шероховатой трубы больше, чем для гладкой, при использовании шероховатости как метода интенсификации теплообмена учитывать дополнительные затраты мощности на прокачку теплоносителя.

Литература:

1. Горшенев В. Г. и др. Гелиоопреснительная установка индивидуального пользования. //Теплоэнергетика. М.: 2001 г № 2. стр 14–16.
2. Ахатов Ж. С. Разработка и исследование солнечных парниковых водоопреснителей с многоступенчатыми рекуперативными испарительно-конденсационными камерами. Автореферат. к.т.н. фти АНРУз. Ташкент-2007–22 стр.
3. Вардияшвили Асф. А., Абдурахманов А. А. К вопросу интенсификации тепломассообменного процесса в вертикальной трубе конденсационного контура солнечного опреснителя. //Труды матер. респуб. науч-прак. конференции. Наманган ГУ. 25–26 сентября, 2007 г.- 129–132 стр.
4. Вардияшвили А. А. “Разработка и исследования многофункциональных энергоэффектных гелиотехнических комплексов с использованием энергетических отходов”. Монография. Карши «Насаф» нашриёти 2013 г. 9,6 б.т.
5. Вардияшвили Асф.А. Теплофизика испарения и конденсации в гелоопреснителе с термодинамическим контуром. Республика Кыргызстан. Ош. междн. журнал 2009 г. № 1 –с. 71–73.
6. Асф. А.Вардияшвили, А. Абдурахмонов, А. Б. Вардияшвили Расчёты моделирования тепло-и массообменных процессов в параболоцилиндрическом гелиоопреснителе. //Кимёвий технология назорат ва бошқарув. Халқаро илмий-техникавий журнал. Тошкент № 5/2010г.30–30бетлар.