Вихревые охладители

Рис. Э2. Вихревой охладитель конструкции МВТУ

Рис. 33. Вихревой охладитель с вводом охлажденного в дополнительной трубе потока в вихревую камеру

Известно, что КПД вихревого охладителя ниже КПД паровой холодильной машины, что коэффициент извлечения для вихревого ректификатора ниже, чем для колонн двукратной ректификации. Но из этого не следует делать вывод, что основной областью применения вихревого эффекта является утилизация энергии, теряемой в традиционных технологических процессах. Использование вихревого эффекта придает новые качества технологическим системам, такие, как быстродействие, мобильность, компактность, предельная простота изготовления и эксплуатации. Именно это определило широкую область применения вихревых аппаратов. В ряде случаев использование последних продиктовано неработоспособностью других устройств в конкретных условиях эксплуатации. [c.4]

Этапы развития вихревых охладителей [c.30]

Проведены испытания опытной установки сжижения природного газа, использующей вихревой охладитель конструкции В.Е.Финько [13,14]. При давлении исходного газа 7,5 МПа достигался коэффициент ожижения 0,12. Минимальное входное давление, обеспечивающее функционирование установки, составляет 2,4 МПа. [c.9]

Увеличение длины канала соплового ввода и организация сепарационного участка в камере разделения вызывают дополнительные потери кинетической энергии. В связи с этим КПД аппаратов рассматриваемой конструкции при работе на сухом воздухе всегда меньше КПД аппаратов с обычными соплом и камерой разделения. Только при работе на влажном воздухе предлагаемые конструктивные решения позволяют повышать КПД вихревого охладителя. [c.72]

В п. 1.5 указан один из способов повышения эффективности вихревых охладителей — принудительное охлаждение стенок камеры энергетического разделения. При охлаждении стенок камеры энергетического разде- [c.74]

В заключение следует отметить, что в настояш,ее время нет оснований для выработки окончательных рекомендаций по расчету геометрии вихревых труб с водяным охлаждением. Предстоит еш,е детальное изучение этого вопроса с учетом того, что охлаждение камеры энергетического разделения не только способствует отводу тепловой энергии от враш,аюш,егося потока газа, но и заметно влияет на процесс его энергетического разделения и выбор оптимальной геометрии вихревого охладителя. [c.82]

Конструкции и расчет вихревых охладителей с рециркуляцией потока промежуточного давления [c.88]

Наличие дополнительной вихревой трубы, дополнительного потока в камеру разделения изменяет процессы, протекающие в вихревой трубе. Конструктивные схемы таких охладителей рассмотрены в гл. 1 (см. рис. 20). Естественно, что при новых условиях изменились рациональные значения геометрических параметров вихревого аппарата. Накопленные экспериментальные материалы пока ограничены. Они получены на опытных образцах, изготовленных в МВТУ им. Н. Э. Баумана. Анализ этих материалов позволил сформулировать лишь отдельные, часто ориентировочные, рекомендации по выбору рациональных размеров некоторых узлов. Как уже отмечено, основная цель экспериментов— доказательство принципиальной возможности повышения эффективности вихревых охладителей. В задачи исследований не входил поиск оптимального соотношения размеров всех узлов охладителя, так как для [c.88]

Исследования по определению влияния диаметра диафрагмы охлажденного потока на эффективность вихревых охладителей с рециркуляцией потока промежуточного давления показали, что зависимость Ох от ц, полученная А. П. Меркуловым (см. п. 2.2), наиболее точно соответствует нашим опытным данным. Во всех испытанных охладителях использовали безлопаточный щелевой диффузор. Такой диффузор сохраняет работоспособность в широком диапазоне изменения режимны параметров. Лопаточный диффузор работает эффективно только в узком и точно определенном диапазоне режимных параметров вихревой трубы. Кроме того, изготовление его весьма трудоемко. [c.89]

Вихревой охладитель рассчитан на работу при давлении рс = 0,3...0,8 МПа. Размеры основной и вспомогательной вихревых камер диаметр Во=28 мм, длина [c.92]

Опыты по определению влияния А на эффективность работы вихревого охладителя проводили при рс= = 0,3 МПа, рх = 0,1 МПа, и 7 с = 290 К. Результаты эк- периментов обрабатывали в виде п = /(М ) при разных [c.92]

Влияние длины д участка трубки дополнительного потока, выступающей в камеру разделения основной вихревой трубы, исследовано на вихревом охладителе, конструкция которого показана на рис. 33. Вихревой охладитель состоит из соплового аппарата 2, аналогичного по конструкции показанному на рис. 32, основной вихревой трубы 3, диафрагмы 1 основной трубы, щелевого диффузора 4, соплового аппарата 6 дополнитель- [c.93]

Вихревой охладитель исследовали при Гс = 293 К Рс = 0,6 МПа рх = 0,1 МПа. [c.95]

Вихревой охладитель рассчитан на расход сжатого воздуха 280—300 кг/ч, давление Рс = 0,3...0,6 МПа и имел следующие геометрические параметры диаметр и длина основной вихревой камеры /)о = 27,4 мм и 1 = = 82,2 мм а = 3,5° диаметр диафрагмы /)х=18 мм диаметр щелевого диффузора >диф= 150,7 мм ширина [c.97]

Все рассмотренные конструкции вихревых охладителей с рециркуляцией потока промежуточного давления включают промежуточный теплообменник. Тип его следует выбирать, исходя из конкретных условий эксплуатации, с учетом свойств и параметров охлаждающей среды. Расчет и проектирование теплообменников нужно выполнять с использованием известных в теплотехнике методик. Для предварительного расчета теплообменника в качестве исходных параметров можно рекомендовать давление нагретого потока перед теплообменником рг= (0,5...0,6)рс удельный расход по циркуляционной ветке 1г = 0,4...0,5. В оптимизации теплообменника с учетом его взаимосвязи с другими агрегатами заложены дополнительные резервы повышения адиабатного КПД вихревого охладителя. [c.102]

Для расчета выбираем вихревой охладитель с рециркуляцией потока промежуточного давления по схеме, приведенной на рис. 20, г, без водяной рубашки. [c.102]

Рис. 34, Вихревой охладитель без расширеипя рециркулирующего потока в дополнительной вихревой

Из сказанного следует, что при проектировании системы регулирования процессы, происходящие непосредственно в камере разделения, всегда можно рассматривать как квазиустановившиеся. При этом следует учитывать, что во время пускового и переходного режимов работы давления на выходе охлаждаемого и нагреваемого потоков отличаются от стационарных значений из-за отклонений гидравлических потерь на соответствующих участках трубопроводов. При расчете рассматриваемых режимов можно использовать характеристики, полученные при стационарном режиме работы и соответствующих давлениях. Длительность пускового и переходного режимов зависит главным образом от массы трубопроводов и других подсоединенных к вихревому аппарату объектов. Пренебрежение массой самого аппарата не приводит к заметной ошибке в расчете. Исключение составляет расчет установок с многоступенчатыми и многокаскадными вихревыми охладителями. Такие установки включают массивные теплообменники, работающие при пониженных температурах. [c.122]

ПОТОЧНОМ теплообменнике] (рекуператоре) 2 и поступает во второй водомаслоотделитель 3. Основная часть сжатого воздуха возвращается в рекуператор 2, где нагревается и направляется к потребителю. Оставшаяся часть сжатого воздуха направляется в вихревой охладитель 4. Охлажденный поток из охладителя поступает в рекуператор, где нагревается и выбрасывается в атмосферу. Нагретый поток охладителя также выбрасывается в атмосферу. При осушке газов потоки после расширения в охладителе отводятся в трубопровод низкого давления для дальнейшего использования в технологическом процессе. Другая схема (рис. 84, б) отличается от первой тем, что в ней для рекуперации холода используется двухпоточный теплообменник 2. В нем теплота поступающего воздуха отводится только к обратному потоку сжатого газа. Теплообменник 5 предназначен для дальнейшего охлаждения сжатого газа холодным потоком из вихревого охладителя. [c.217]

Для работы осушителя используется лишь часть холода, произведенного в вихревом охладителе. Применительно к схеме на рис. 84, а используемая часть холодопроизводительности [c.218]

Рис. 84. Схема осушителей с вихревыми охладителями с трехпоточ-иым (а) и двухпоточным (б) рекуператорами

Расход сжатого газа через вихревой охладитель [c.219]

В осушителяХ) с вымораживателями отделяют конденсат от сжатого газа на выходе из рекуператора. От эффективности отделения жидкой фазы зависят частота переключения с одного вымораживателя на другой и, следовательно, потери холода и теплоты вследствие непроизводительного охлаждения и отогрева конструкции аппарата. В идеальном случае в вымораживатель должна поступать только паровая фаза воды. В осушителях с трехпоточными рекуператорами расход сжатого газа через вихревой охладитель [c.220]

Для осушителей с вымораживателями и двухпоточным рекуператором расход газа через вихревой охладитель [c.221]

Полученное значение выходит за пределы достижимых значений для вихревого охладителя, т. е. при принятых условиях даже идеализированный осушитель неработоспособен. Рассмотрим причины расхождения расчетных данных с действительными. [c.223]

Приведенный пример позволяет выявить наиболее рациональную область применения вихревого охладителя в осушителях газа. Наиболее выгодно его использовать в случаях, когда на входе в осушитель газ находится в состоянии насыщения. Если в ресивере расположить трубки с охлажденным потоком после вихревого охладителя, то осушка будет происходить практически без охлаждения сжатого газа. Реально снижение точки росы на 3—5 К- Следует подчеркнуть, что здесь роль осушителя выполняют трубки, расположенные в ресивере. Неоспоримые преимущества рассматриваемого осушителя — исключительная простота конструкции, низкая стоимость изготовления, простота эксплуатации. [c.224]

Если в верхней части водомаслоотделителя расположить трубки, охлаждаемые потоком из вихревого охладителя, то в летнее время можно снизить точку росы на 3—5 К. Это позволит исключить возможность отделения конденсата на всех участках трубопровода. Требуемый расход сжатого воздуха через охладитель — 3— 4% общего расхода, т е. практически равен потерям сжатого газа при продувке водомаслоотделителей на промежуточных и конечных участках трубопроводов. [c.226]

Одним из примеров промышленной эксплуатации вихревых охладителей является осушитель, разработанный И. Л. Лейтесом с сотрудниками. Холод, получаемый за счет расширения продувочного газа с давления 32 до 2 МПа, используют для выделения жидкой фазы воды и аммиака из потока газа с давлением 32 МПа. Этот поток охлаждает обмотки двигателей циркуляционных насосов. Охладитель имеет следующие размеры До = 44 мм, Дх = 22 мм, =1000 мм, с=14,б мм . Расход газа около 3000 м /ч при нормальных условиях температура перед соплом 7 с=309...313 К. При г = 0,б получено А7 х = 40...45 К. [c.227]

Использование турбохолодильников в системах, работающих от скоростного напора, затруднено. Изменение в широком диапазоне входных параметров воздуха требует создания сложной системы регулирования. Переменное и недостаточно высокое давление не позволяет применять подшипники с газовой смазкой. Замена турбохолодильника вихревым охладителем дает возможность создавать простые системы термостатирования блоков РЭА с максимальной надежностью. [c.231]

Особенности расчета и проектирования вихревых охладителей для рассматриваемых систем определяются тем, что температура и давление воздуха на входе в сопло изменяются в широких пределах. Расчет проводят итерационным методом. Вначале определяют размеры охладителя по параметрам выбранного расчетного режима работы. Далее выполняют проверочные расчеты для других режимов,, возможных при различных сочетаниях скорости и высоты полета летательного аппарата. По результатам расчета вносят изменения в размеры охладителя, снова выполняют проверочные расчеты и т. д. При использовании известных рекомендаций по выбору геометрии и размеров отдельных узлов охладителя необходимо учитывать, что рекомендации получены для охладителей, испытанных при совпадении давления воздуха на выходе с атмосферным. Охладители рассматриваемых систем работают при разрежении. [c.231]

Для успешного применения вихревого аппарата необходимо глубокое понимание протекающих в нем процессов. В связи с этим авторы стремились подбирать материал так, чтобы достаточно полно осветить специфику работы наиболее црогрессивных конструкций аппаратов. Значительное внимание уделено путям повышения эффективности вихревых охладителей и аппаратов. Приведенные рекомендации по проектированию, расчету и изготовлению позволят создавать аппараты с характеристиками, полученными в последние годы в наиболее совершенных конструкциях. [c.4]

Пиралишвили и В. Г. Михайлов исследовали коническую вихревую трубу, на нагретом конце которой был установлен щелевой диффузор (рис. 17). Дополнительный поток поступал от постороннего источника сжатого воздуха. Диаметр трубы в сопловом сечении 0о=30 мм, относительная длина Ь= , относительная площадь проходного сечения сопла / с = 0,03. Исследовано влияние размеров трубки ввода дополнительного потока на эффективность вихревого охладителя. Наилучшие результаты получены при относительном диаметре труб и, равном относительному диаметру диафрагмы (Лд = Лх=0,7). При этом относительная длина находящегося в камере разделения участка трубки д=0,33. КПД охладителя (т1 = 0,38) на 40% превышал значения, полученные другими исследователями на лучших конструкциях того времени. [c.39]

Рассмотрим влияние параметров охлаждающей вс ды на работу вихревого охладителя. Поскольку при вихревом температурном разделении газа температура периферийных слоев вихря превышает температуру исходного сжатого газа, то логичен вывод о возможности охлаждения стенок камеры разделения прн температуре охлаждающей среды выше температуры газа на входе в аппарат. Необходимо определить лишь пределы повышения температуры охлаждающей среды. В работе [7] показано, что при работе вихревой трубы в режиме 1=1 при степени расширения воздуха 8 = 3...6 температура охлаждающей воды не должна превышать Т охл = = (1,22...1,38)Гс (ббльшие значения Т охл соответствуют большим значениям е). Зависимость Гх/7 с=/(Г охл/Гс) линейна во всем исследованном диапазоне изменения 7 "охл/7 с и 8. Иной характер этой зависимости выявлен в работе [15] при рс = 0,58 МПа и д,= 1 с ростом Г охл/Гс скорость уменьшения эффекта охлаждения АГх несколько возрастет. Например, при 7 охл/7 с = = 0,95...1,045 уменьшение АТх при повышении температуры воды на 1 К составляет 0,1К, а при 7 %хл/7 с = = 1,16...1,23—около 0,25 К. Можно предположить, что это различие вызвано разными расходами, охлаждающей воды. В работе [7] нет данных о значении Сохл, но в предыдущей работе этих же авторов указано, что охл =3... 12 л/мин, а в работе [15] приведены значения Сохл = 2,8...3,9 л/мин. Действительно, как следует из работы [15], с ростом Оокл влияние температуры Г охл возрастает. Так, при Оохл = 3 л/мин повышение температуры воды с 276 до 299 К(7 охл/7 с = 0,95...1,08) приводит к уменьшению АГх приблизительно на 3 К, а при Оохл = = 12 л/мин АГх падает почти на 6 К, причем, чем ниже температура охлаждающей воды, тем больше влияние ее, расхода. Например, при Г охл = 293 К уменьшение расхода с 12 до 3 л/мин приводит к падению АГ на 2,5 К, а при Г охл = 27б—на 4 К. Характер зависимостей АГх = /(Г охл, Сохл) позволяет предположить возможность пересечения их графических изображений,. [c.78]

Как следует из этого уравнения, значения Рс-ор1 в диапазоне е = 2...6 меньше рекомендованных для классических вихревых труб, так как у вихревых охладителей, работающих при ц=0,8...1,0, расход газа на единицу площади поперечного сечения вихревой камеры больше. Предложенная зависимость хорошо согласуется с результатами исследований, проведенных Ш. А. Пиралишвили, В. Г. Михайловым, В. В. Бирюком при вдуве сжатого воздуха от постороннего источника в ядро вихря. [c.89]

Отличие работы диффузора самовакуумирующейся вихревой трубы и вихревого охладителя с рециркуляцией потока промежуточного давления заключается в том, что давление на оси последнего выше из-за наличия дополнительного потока в основную вихревую трубу. Расход воздуха через диффузор зависит от гидравлического сопротивления промежуточного теплообменника, сопротивлений сопла и диафрагмы дополнительной вихревой трубы. [c.90]

Результаты экспериментов обрабатывали в виде зависимости Ti = /(fx) при различной длине трубки дополнительного потока и постоянном диаметре трубки 5д = 0,65. Максимальные значения ti получены при ц = = 0,72...0,76.1 Влияние длины трубки дополнительного потока на характеристики вихревого охладителя при неизменных прочих параметрах может быть двояким. При малых значениях д часть дополнительного потока выбрасывается в диффузор, куда она подсасывается периферийным нагретым потоком. Эта часть не участвует в процессе энергоразделения в основной вихревой трубе, что приводит к снижению доли fx охлажденного потока, а следовательно, и адиабатного КПД. С увеличением д, начиная с определенного момента, эффект подсасывания нагретым периферийным потоком становится практически равным нулю (ц = onst) и адиабатный КПД достигает максимума. Дальнейшее увеличение д без уменьшения диаметра трубки приводит к возрастанию нега- [c.95]

При исследовании вихревой трубы с дополнительным потоком от постороннего источника Ш. А. Пиралишвили и В. Г. Михайлов получили д = 0,33. Различие результатов объясняется тем, что в вихревых охладителях дополнительный поток образуется из нагретого потока основной вихревой трубы. Следовательно, в охладителях расход дополнительного потока всегда меньше, чем в исследованных ранее вихревых трубах. Так как расход зависит от эффективности диффузора, длины камеры разделения основной трубы и других геометрических параметров охладителя, то поиск оптимального значения д нужно проводить в каждом конкретном случае в зависимости от принятых значений других параметров В опытных образцах, созданных в МВТУ им. Н. Э. Баумана, принято 1д=1,0. [c.96]

В испытанном вихревом охладителе для организации циркуляции воздуха в узком сечении конфузорнога насадка просверлены отверстия в трубке 12 (см. рис. 34), а по оси трубки 12 установлено промежуточное сопло. Это позволило эжектировать воздух из узкой части конфузора, что привело к интенсификации теплообмена воздуха со стенками конфузора и улучшило условия формирования приосевого потока в камере разделения. Измерения температуры на стенке конфузорного насадка показали, что температура стенки повысилась по сравнению с температурой в предыдущем эксперименте более чем на 10 К (рис. 37). Кривая температуры [c.100]

Пример. Определить геометрические размеры вихревого охладителя, предиазиаченного для транспортной системы кондиционирования. Известны давление и температура сжатого воздуха рс = =0,4 МПа и 7 с = 323 К, холодопроизводительность Qx = 2,9 кВт, давление охлажденного потока рх = 0,1 МПа. [c.102]

Вторая причина снижения эффективности применения вихревых охладителей в осушителях — работа охладителя на режиме, не совпадающем с режимом мак-симальногц КПД. Как следует из анализа выражения (89), максимальной используемой холодопроизводительности соответствует р>рор1 (здесь рор1 —доля охлаж- [c.218]

Во второй схеме потери холодопроизводительности больше, чем в первой, так как теряется холод, необходимый для охлаждения в рекуператоре всегО( потока, направляемого в вихревой охладитель. Вторую схему используют, когда исключена возможность применения трехпоточного рекуператора. В рассматриваемой схеме охладитель также работает на режиме, отличном от режима максимального КПД. Однако здесь рациональное значение l< lopt. [c.219]

На рис. 85 приведена схема осушителя с выморажи-вателем и двухпоточным рекуператором, разработанного В. И. Ушаковым. Осушитель предназначен для обработки сжатого воздуха, подаваемого в рудник, который расположен в районе вечной мерзлоты. Температура вентиляционного воздуха не снижается ниже 267 К. Осушитель разработан для снижения точки росы сжатого воздуха до 267 К. Сжатый воздух после концевого холодильника поступает в рекуператор 4, охлаждается обратным потоком, очищается от конденсата в водомаслоотделителе 5 и направляется в вымораживатель J. Далее основная часть осушенного воздуха подогревается в рекуператоре и направляется в пневмосеть рудника. Остальная часть сжатого воздуха расширяется в вихревом охладителе 2 с цилиндрической камерой разделения. Охлажденный поток поступает в вымораживатель I, а нагретый поток — в вымораживатель 3. [c.221]

С учетом принятых поправок найдем ДГ5=124 К цДТх = 44,1 К = 0,356. Однако и в этом случае значение КПД выходит за пределы интервала возможногп для вихревых охладителей с цилиндрической камерой разделения. Возникает вопрос за счет чего на реальном осушителе получен положительный экономический эффект Вероятно, в период, когда температура сжатого воздуха за концевым холодильником компрессора была равна 298 К, повышалась и температура вентиляцион-лого воздуха в руднике, т. е. была не 268 К, а, например, 271 К- Тогда температура основной части стенок трубопроводов была выше 273 К и могла опускаться ниже 273 К только на отдельных участках при уменьшении расхода. В то же время в осушителе удалось извлечь значительную часть влаги, содержащейся в воздухе. В конечном итоге были созданы условия, когда на основных участках трубопровода влага не выпадает. Отделение влаги и даже временное образование слоя льда на некоторых второстепенных участках заметно не ухудшало работу пневмосистемы. В, период, когда расход на этих участках возрастал, лед таял, а жидкость удалялась из трубопровода, т. е. осушитель выполнял основную задачу — уменьшал содержание влаги в сжатом воздухе. Но при этом не исключалась принципиальная возможность образования льда при неблагоприятных климатических условиях на отдельных участках трубопровода. Такой результат работы осушителя оказался достаточным для получения положительного экономического эффекта от его применения. [c.224]

В некоторых технологических схемах сжатый газ дросселируют. Перепад давлений можно полезно использовать в вихревом охладителе. Появляется возможность создания осушителя газа без подвода дополнительной мощности. В зависимости от конкретных условий возможны различные схемы осушителей. Если осушке подлежит газ, который по условиям технологического процесса нужно дросселировать, то схемы осушителя несколько отличаются от приведенных на рис. 84 и 85. Отличия определяются прежде всего тем, что в охладитель направляется весь осушаемый газ. Рекуператор всегда двухпоточный. Обратный поток формируется из холодного потока вихревого охладителя. Иногда рекуператор выгодно разбивать на две секции, причем в одной из них принимать противоточную, а в другой прямоточную схему движения теплоносителей. Если после осушителя весь газ используется в технологическом процессе, то нагретый поток вихревого охладителя направляют в смеситель, где он смешивается с подогретым в рекуператоре холодным потоком. В осушителях с вымораживателями для их отогрева рационально включать контур с промежуточным теплоносителем, нагреваемым нагретым потоком. В некоторых технологических процессах осушать нужно только часть дросселируемого газа тогда рационально создавать вихревые охладители с долей холодного потока, пропорциональной этой части. [c.226]

Интересный примм использования вихревого охладителя рассмотрен в работе В. П. Муравьева. В ней приведен сравнительный расчет систем блока РЭА при следующих исходных параметрах [c.228]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология