Наукове обґрунтування технічних рішень по вдосконаленню системи пневмопостачання гірничого обладнання

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

КРИВОРІЗЬКИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

УДК622.44:622.234.6

Наукове обґрунтування технічних рішень по вдосконаленню системи пневмопостачання гірничого обладнання

Спеціальність 05.05.06 - Гірничі машини

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

доктора технічних наук

Замицький Олег Володимирович

Кривий Ріг 2007

Дисертацією є рукопис

Робота виконана в Криворізькому технічному університеті Міністерства освіти і науки України

Провідна організація: Інститут геотехнічної механіки ім М.С.Полякова Національної академії наук України, відділ вібропневмотранспортних систем і комплексів, м. Дніпропетровськ.

Захист відбудеться “12” квітня 2007 р. о 1030 год. на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 09.052.03 Криворізького технічного університету за адресою: 50002, Україна, м. Кривій Ріг, вул. Пушкіна, 37, ауд. 300.

З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Криворізького технічного університету за адресою: 50002, Україна, м. Кривій Ріг, вул. Пушкіна, 37.

Автореферат розіслано “9” березня 2007 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради, к.т.н., доцент М.П. Тиханський

АНОТАЦІЯ

Замицький О.В. Наукове обґрунтування технічних рішень по вдосконаленню системи пневмопостачання гірничого обладнання. - Рукопис.

Дисертація на здобуття ступеня доктора технічних наук за спеціальністю 05.05.06 - Гірничі машини. - Криворізький технічний університет, Кривий Ріг, 2007.

Дисертація присвячена питанням підвищення ефективності пневмопостачання гірничого обладнання шахт. У роботі дано нове рішення актуальної наукової проблеми встановлення закономірностей тепломасообмінних і газо-гідродинамічних процесів у середовищі “стиснене повітря-циркуляційна вода” за рахунок визначення залежностей інтенсивності тепломасообміну і гідродинамічної стійкості газорідинної системи в апаратах “труба Вентурі - відцентровий сепаратор-краплеуловлювач”, що шляхом застосування розробленої на цій основі принципово нової контактної системи охолодження забезпечує стабільне постачання гірничого обладнання стисненим повітрям.

Встановлено залежності тепломасообміну і розроблено модель тепломасообмінних процесів в апаратах контактної системи охолодження. Обґрунтовано і вибрано раціональні конструктивні та технологічні параметри апаратів. Розроблено методики розрахунку апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора.

Ключові слова: ефективність, пневмопостачання, гірниче обладнання, шахтний турбокомпресор, нормалізація, режим, контактна система охолодження.

АННОТАЦИЯ

Замыцкий О.В. Научное обоснование технических решений по совершенствованию системы пневмоснабжения горного оборудования. - Рукопись.

Диссертация на соискание степени доктора технических наук по специальности 05.05.06 - Горные машины.- Криворожский технический университет, Кривой Рог, 2007.

Диссертация посвящена вопросам повышения эффективности пневмоснабжения горного оборудования шахт. В работе дано новое решение актуальной научной проблемы установления закономерностей тепломассообменных и газо-гидродинамических процессов в среде “сжатый воздух-циркуляционная вода” за счет определения зависимостей интенсивности тепломассообмена и гидродинамической устойчивости газожидкостной системы в аппаратах типа “труба Вентури - центробежный сепаратор-каплеуловитель”, что путем применения разработанной на этой основе принципиально новой контактной системы охлаждения шахтного турбокомпрессора обеспечивает стабильное снабжение горного оборудования сжатым воздухом и имеет большое значение для горнодобывающей промышленности.

Стабильность и качество пневмоснабжения горного оборудования в существенной мере определяется эффективностью охлаждения сжатого воздуха в турбокомпрессорах. Применяемые до настоящего времени системы охлаждения шахтных турбокомпрессоров с воздухоохладителями поверхностного типа при эксплуатации в условиях шахт не обеспечивают необходимой эффективности охлаждения сжатого воздуха из-за интенсивного загрязнения внутренней поверхности и оребрения трубного пучка. Это приводит к снижению производительности шахтных турбокомпрессоров и перерасходу электроэнергии.

Радикально решить проблему загрязнения теплообменных поверхностей можно путем применения контактной системы охлаждения с воздухоохладителями, работающими при непосредственном контакте сжатого воздуха и циркуляционной воды. В результате анализа существующих конструкций контактных аппаратов установлено, что наиболее приемлемым для условий системы охлаждения турбокомпрессора является аппарат “труба Вентури - центробежный сепаратор-каплеуловитель”. Но до настоящего времени отсутствовали методы расчета таких аппаратов для условий контактной системы охлаждения турбокомпрессора.

Установлены зависимости тепломассообмена и разработана модель тепломассообменных процессов в аппаратах контактной системы охлаждения. Обоснованы и выбраны рациональные конструктивные и технологические параметры аппаратов.

Разработаны методики расчета конструктивных и технологических параметров аппаратов контактной системы охлаждения шахтного турбокомпрессора. Проведены лабораторные исследования и промышленные испытания, подтвердившие адекватность полученных теоретических зависимостей и методик расчета, а также, работоспособность контактной системы охлаждения в реальных условиях эксплуатации шахтных компрессорных станций.

Полученные в диссертационной работе, зависимости и методики расчета использованы при разработке и внедрении контактных воздухоохладителей типа ВКС-1,0 и ВКС-1,6 на компрессорных станциях ВАТ “Криворожсталь”, при этом годовой экономический эффект от нормализации температурного режима и экономии воды составляет 400 тыс грн на один турбокомпрессор.

Ключевые слова: эффективность, пневмоснабжение, горное оборудование, шахтный турбокомпрессор, нормализация, режим, контактная система охлаждения.

ANNOTATION

Zamytskiy O.V. The scientific basing of the technical decisions for improvement of the pneumosupply system of the mining equipment. - Manuscript.

The thesis for the degree of a doctor of technical science, speciality 05.05.06 - Mining machines. - Kryvyi Rih Technical University, Kryvyi Rih, 2007.

The thesis is dedicated to the problems of increasing the efficiency of the mining equipment. The work presents a new solution of the urgent scientific problem of establishing the regularities of heat mass exchange and gas -hydrodynamic processes in the medium “compressed air - circulating water” at the expense of determination of the relationship between the intensity of heat mass exchange and hydrodynamic stability of the gas liquid system in the apparatuses of “Venturi tube - centrifugal separator-drip pan” -type which by using a principally new contact cooling system of the mine turbo-compressor developed on this basis ensures a stable supply of the mining equipment with compressed air and has a significant importance for the mining industry.

Key words: efficiency, pneumosupply, mining equipment, mine turbocompressor, normalization, conditions, contact cooling system.

1. ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Сучасна технологія підземного видобутку руд України значною мірою базується на використанні гірничого обладнання з пневматичним приводом, що обумовлює залежність його показників і характеристик від джерела стислого повітря. Стабільність і якість пневмопостачання гірничого обладнання в істотній мірі обумовлюється ефективністю охолодження стисненого повітря в турбокомпресорах. При експлуатації турбокомпресорів у шахтних умовах відбувається постійне прогресуюче забруднення теплообмінних поверхонь повітроохолоджувачів, що супроводжується погіршенням охолодження стисненого повітря. Це пов'язано з інтенсивним утворенням накипу на внутрішній поверхні труб повітроохолоджувачів через високу мінералізацію води в циркуляційній системі водопостачання турбокомпресорів, а також з утворенням пило-мастильного пригару на зовнішній поверхні труб і оребріння внаслідок роботи на забрудненому промисловими викидами й кварцитовим пилом повітрі. Підвищенню температури стисненого повітря сприяє також недостатньо ефективне охолодження циркуляційної води в градирні. При цьому зростання температури повітря на виході із проміжних повітроохолоджувачів (ППО) усього на 10С приводить до зниження продуктивності шахтного турбокомпресора на 2-4%, питомі витрати електроенергії зростають на 1,5-2%. Внаслідок цього зменшується тиск стисненого повітря в шахтних пневматичних мережах і на пневмоприводах гірничого обладнання, що значно знижує його продуктивність. Збільшення температури повітря після кінцевих повітроохолоджувачів переносить точку інтенсивного випадання конденсату в магістральних трубопроводах далі від місця установки вологовідділювачів. Це приводить до попадання вологи в пневмоприводи гірничого обладнання й передчасному виходу його з ладу.

Відомі способи зниження утворення накипу, такі як зм'якшення або магнітна обробка води, не отримали широкого розповсюдження через недостатню ефективність.

Обстеженням шахтних компресорних станцій Кривбасу встановлено, що через забруднення теплообмінних поверхонь період безперервної експлуатації повітроохолоджувачів між очистками не перевищує 1-2 місяці, а температура повітря після повітроохолоджувачів у середньому завищена на 40-65С. Сумарні непродуктивні втрати енергії для сімнадцяти працюючих турбокомпресорів К500-61 при цьому становлять близько 40 млн кВт•год на рік.

Однією із причин такого положення є відсутність обладнання для стабільної підтримки номінального теплового режиму шахтного турбокомпресора, що приводить до значних енергетичних і економічних витрат при виробництві стисненого повітря. Розробка нових технічних рішень для вдосконалення пневмопостачання гірничого обладнання вимагає наукового обґрунтування заснованого на закономірностях тепломасообмінних і газо-гідродинамічних процесів, що протікають при охолодженні повітря в турбокомпресорах шахтних компресорних станцій

Таким чином, встановлення закономірностей тепломасообмінних і газо-гідродинамічних процесів у середовищі “стиснене повітря - циркуляційна вода” стосовно до умов охолодження повітря в шахтних турбокомпресорах, що шляхом розробки нових технічних рішень забезпечує стабільне постачання гірничого обладнання стисненим повітрям є актуальною науковою проблемою.

Зв'язок з науковими програмами, планами, темами. Тематика роботи пов'язана із: Законом України від 11.07.2001 “Про пріоритетні напрями розвитку науки і техніки”, зокрема зі статтею 7, п. 6, “Новітні технології та ресурсозберігаючі технології в енергетиці, промисловості та агропромисловому комплексі”; Законом України від 01.07.1994 “Про енергозбереження”, зокрема зі статтею 8; “Комплексної державної програми енергозбереження України”; науково-дослідною роботою “Разработка технико-экономического обоснования модернизации системы влаго и пылеотделения сжатого воздуха шахт”, номер держреєстрації №0102U000720. Тема дисертації відповідає науковому напрямку кафедри теплоенергетики Криворізького технічного університету.

Мета й задачі дослідження. Метою дисертаційної роботи є забезпечення стабільного постачання стисненим повітрям гірничого обладнання і зниження питомого енергоспоживання шляхом нормалізації режимів шахтних турбокомпресорів за рахунок застосування принципово нової системи охолодження, розробленої на основі встановлення закономірностей тепломасообмінних і газо-гідродинамічних процесів у середовищі “стиснене повітря - циркуляційна вода”.

Для досягнення поставленої мети в роботі сформульовано такі задачі:

1. Провести дослідження можливих схем охолодження стисненого повітря в турбокомпресорах і вибрати найбільш ефективну систему.

2. Розробити модель термогазодинамічних процесів у апаратах альтернативної системи охолодження шахтного турбокомпресора.

3. Виконати лабораторні дослідження апаратів альтернативної системи охолодження шахтного турбокомпресора.

4. Сформулювати й вирішити задачу вибору раціональних експлуатаційних і конструктивних параметрів апаратів альтернативної системи охолодження турбокомпресора при експлуатації в умовах шахтних компресорних станцій.

5. Розробити методики й алгоритми розрахунку апаратів альтернативної системи охолодження шахтного турбокомпресора, виконати промислові випробування і впровадити результати досліджень у промисловість.

Об'єкт дослідження - тепломасообмінні й газо-гідродинамічні процеси виробництва стисненого повітря для гірничих підприємств.

Предмет дослідження - вплив тепломасообмінних і газо-гідродинамічних показників охолодження стисненого повітря на режими роботи турбокомпресорів при експлуатації в умовах шахтних компресорних станцій.

Методи дослідження. У роботі використовувалися методи: математичного моделювання для одержання характеристик турбокомпресорів і апаратів контактної системи охолодження; теорії подібності та розмірності при виведенні рівняння інтенсивності тепломасообміну в контактній системі охолодження; фізичного моделювання при перевірці теоретичних залежностей, отриманих для процесів у контактній системі охолодження шахтного турбокомпресора; математичної статистики для обробки результатів лабораторних і промислових експериментів.

Ідея роботи полягає в удосконаленні пневмопостачання гірничого обладнання шляхом нормалізації режимів шахтних турбокомпресорів за рахунок застосування системи охолодження розробленої на основі встановлення закономірностей контактного тепломасообміну в середовищі “стиснене повітря - циркуляційна вода”.

Наукова новизна отриманих результатів

Наукові положення:

Вперше доведено, що в апаратах контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора типу “труба Вентурі - відцентровий сепаратор-краплеуловлювач” комплексне число Рейнольдса-Фруда, яке описує інтенсивність тепломасообміну, прямо пропорційно кубу швидкості суміші в горловині труби Вентурі і середньому діаметру відцентрового простору сепаратора, зворотно пропорційно квадрату швидкості газу у відцентровому просторі сепаратора і його коефіцієнту кінематичної в'язкості.

Вперше встановлено, що в апаратах контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора типу “труба Вентурі - відцентровий сепаратор-краплеуловлювач”, коефіцієнт інтенсивності тепломасообміну зворотно пропорційний комплексному числу Рейнольдса-Фруда в ступені 0,1 і числу подібності теплових еквівалентів в ступені 0,45.

Вперше встановлено, що осушення повітря у контактних повітроохолоджувачах забезпечується подачею охолоджувальної води в кількості, при якій її температура в результаті теплообміну буде нижчою температури повітря по мокрому термометру, що становить не менше 2,4 масової витрати стисненого повітря для першого проміжного повітроохолоджувача та 1,5 - для другого.

Вперше доведено, що краплеуловлювання в апаратах контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора забезпечується при швидкості повітря в прохідних перетинах сепаратора-краплеуловлювача, меншої критичного значення прямо пропорційного кореню четвертого ступеня добутку коефіцієнта поверхневого натягу на густину води і зворотно пропорційного кореню квадратному густини повітря.

Новизна отриманих результатів полягає в тому, що вперше для апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора типу “труба Вентурі - відцентровий сепаратор-краплеуловлювач”:

- встановлено закономірності інтенсивності тепломасообміну і гідродинамічної стійкості газорідинної системи в середовищі “стиснене повітря - циркуляційна вода”;

- науково обґрунтовано і визначено раціональні конструктивні й технологічні параметри.

Обґрунтованість і достовірність наукових положень, висновків і рекомендацій забезпечується: аналітичними й експериментальними дослідженнями, проведеними в лабораторних і промислових умовах; багаторазовим дублюванням основних експериментів, усередненням експериментальних даних, використанням теорії ймовірності та математичної статистики; зіставленням розрахункових значень з експериментальними даними, розбіжність між якими не перевищує 15% при інтервалі довірчої ймовірності 0,85.

Наукове значення роботи полягає в тому, що для середовища “стиснене повітря - циркуляційна вода” встановлено залежності інтенсивності тепломасообміну від швидкості і фізичних властивостей повітря, геометрії реактивного простору, співвідношення повітря-вода, а також гідродинамічної стійкості газорідинної системи від швидкості й фізичних властивостей повітря і води, що дозволило науково обґрунтувати методи визначення раціональних конструктивних і експлуатаційних параметрів апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора і забезпечити стабільне постачання гірничого обладнання стисненим повітрям при зниженні загального питомого енергоспоживання.

Практичне значення отриманих результатів

На підставі результатів дисертаційної роботи:

- розроблено методику розрахунку штатних повітроохолоджувачів турбокомпресорів з урахуванням забруднення теплообмінних поверхонь, характерного при експлуатації в умовах шахтних компресорних станцій;

- створено методику розрахунку раціональної температури проміжного і кінцевого охолодження стисненого повітря, що враховує забруднення теплообмінних поверхонь;

- розроблено методику розрахунку конструктивних і експлуатаційних параметрів апаратів контактної системи охолодження шахтних турбокомпресорів;

- випробувано у промислових умовах і впроваджено контактний повітроохолоджувач шахтного турбокомпресора.

Наукові результати, отримані автором при роботі над докторською дисертацією, а також розроблені для цього експериментальні установки, програмне забезпечення і методики розрахунків, використовуються в навчальному процесі кафедри теплоенергетики Криворізького технічного університету. Методика розрахунку апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора передана підприємству “КривбасІнСтар” (акт від 04.04.2005) і використана ним для розробки та впровадження контактних повітроохолоджувачів типу ВКС-1,0 (акт від 30.09.2004) і ВКС-1,6 (акт від 30.12.2004) на компресорних станціях ВАТ “Криворіжсталь”.

Особистий внесок здобувача. У друкованих роботах, опублікованих у співавторстві, особисто здобувачеві належить: [1] - участь у розробці принципової схеми переустаткування компресорної станції; [2] - теоретичний аналіз аналітичних залежностей; [3] - збір і аналіз статистичних даних; [4, 25] - виведення і чисельне рішення аналітичних залежностей; [9] - збір і аналіз статистичних даних; [12, 13] - загальна постановка задачі та її розв'язання; [15] - математичне моделювання поводження газорідинної системи у відцентровому полі; [20] - планування промислових експериментів, збір і аналіз статистичних даних.

Апробація результатів роботи. Основні результати досліджень дисертаційної роботи доповідалися й обговорювалися на науково-технічних конференціях, симпозіумах і семінарах: міжнародна науково-практична конференція “Современные проблемы и перспективы развития горной механики” присвячена, 80-річчю Мурзіна В.О., Дніпропетровськ, НГАУ, 19-21 квітня 1999 р.; науково-технічна конференція “Проблемы развития криворожского железорудного бассейна”, Кривій Ріг, КТУ, 2002 р.; науково-технічна конференція “Проблемы механики горно-металлургического комплекса”, Дніпропетровськ, НГАУ, 28-31 травня 2002 р.; міжнародна науково-технічна конференція “Машиностроение и техносфера ХХI века”, Севастополь, 9-15 вересня 2002 р.; третя Всеукраїнська наукова конференція “Математичні проблеми технічної механіки”, Дніпродзержинськ, ДГТУ, 21-23 квітня 2003 р.; міжнародна науково-технічна конференція “Горная электромеханика и автоматика”, присвячена 100-річчю Гейєра В.Г., Донецьк, ДНТУ, 19-20 листопада 2003 р.; науковий симпозіум “Неделя горняка - 2004”, Москва, МДГУ, 26-30 січня 2004 р.; міжнародна науково-технічна конференція “Сталий розвиток гірничо-металургійної промисловості”, Кривій Ріг, КТУ, 18-22 травня 2004 р.; міжнародна науково-технічна конференція “Сталий розвиток гірничо-металургійної промисловості”, Кривій Ріг, КТУ, 17-21 травня 2005 р; міжнародна науково-технічна конференція “Горное оборудование - 2005”, Донецьк, ДНТУ, 10-12 жовтня 2005 р.; міжнародна науково-технічна конференція “Сталий розвиток гірничо-металургійної промисловості”, Кривій Ріг, КТУ, 17-20 травня 2006 р.

Публікації. Основні результати роботи опубліковані в 25 статтях у фахових виданнях, 4 збірниках праць конференцій, отримано 4 патенти.

Структура й обсяг дисертаційної роботи. Дисертація складається з: вступу, шести розділів, висновків, списку використаних джерел з 244 найменувань і 5 додатків. Обсяг роботи 272 сторінки друкованого тексту, 59 малюнків, 23 таблиці, усього 372 сторінки.

охолодження турбокомпресор термогазодинамічний шахтний

2. ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

В першому розділі розглянуто питання сучасного стану пневмопостачання гірничого обладнання шахт.

Основоположними, такими, що містять фундаментальні дослідження у області гірничої пневматики, є праці видатних учених: В.О. Мурзіна, О.П. Германа, М.М. Федорова, О.С. Іллічева, О.В. Докукіна, К.С. Борисенка.

Значний внесок у розвиток теорії та вирішення проблеми підвищення ефективності пневматичних установок, обладнання шахт і рудників внесли наукові школи під керівництвом провідних учених: С.С. Смородіна, Ю.А. Цейтліна, М.Г. Картавого, В.І. Дегтярьова, В.І. Ушакова, В.Б. Малєєва, Г.П. Герасименка, В.А. Трегубова, І.В. Бельмаса, Б.О. Носирєва, М.І. Сокура, О.І. Волошина, П.П. Фролова.

Підвищенню ефективності системи охолодження турбокомпресорів присвячені роботи: В.А. Трегубова, Я.А. Бермана, О.Н. Маньковського, Ю.Н. Марри, А.П. Рафаловича, Б.А. Носирева, О.А. Рибіна, Д.С. Мішина, І.Г. Прасса, А.П. Пунтусова, А.І. Бороховича, Д.Г. Закірова.

Ефективність експлуатації шахтних пневматичних установок залежить від цілого ряду зовнішніх і внутрішніх факторів, до яких можна віднести температуру навколишнього середовища, тиск і температуру засмоктуваного повітря, температуру повітря після охолодження в проміжних повітроохолоджувачах і втрату тиску в них.

Ефективність роботи шахтної пневматичної установки в значній мірі залежить від температури повітря на вході в неохолоджувані секції турбокомпресора. Проаналізовано відомі способи охолодження повітря в турбокомпресорах: попереднє охолодження на вході в турбокомпресор, внутрішнє охолодження відводом тепла від повітря при русі його по напрямних апаратах ступенів і упорскуванням охолоджувальної рідини в потік повітря між робочими колесами (випарне), зовнішнє в повітроохолоджувачах поверхневого типу, а також різні їхні комбінації.

Досліджено способи підвищення ефективності охолодження повітря в турбокомпресорах, такі як: застосування проміжних повітроохолоджувачів плівкового типу, заміна водяної системи охолодження на повітряну, застосування повітроохолоджувачів на теплових трубах, поліпшення охолодження циркуляційної води.

Для підвищення ефективності пнемопостачання гірничого обладнання при виробництві стисненого повітря застосовуються методи: зниження температури повітря (засмоктуваного або атмосферного); поліпшення охолодження стисненого повітря; поліпшення охолодження циркуляційної води; охолодження стисненого повітря з одночасною утилізацією тепла.

Установлено, що способи охолодження в умовах шахт, які зараз застосовуються, не завжди забезпечують зниження температури повітря до необхідного рівня, в основному, через швидке забруднення теплообмінних поверхонь повітроохолоджувачів накипними відкладеннями. У зв'язку з цим, шахтні пневматичні установки експлуатуються зі значним відхиленням параметрів і режимів від проектних та розрахункових, що неминуче приводить до погіршення їхніх показників. Внаслідок цього, підвищення ефективності експлуатації системи охолодження або вибір більш досконалого способу охолодження стисненого повітря є істотним резервом для підвищення стабільності пневмопостачання шахтного обладнання.

У другому розділі розглянуто можливі схеми охолодження стисненого повітря в шахтних турбокомпресорах.

Досліджено штатну систему охолодження з повітроохолоджувачами поверхневого типу, а також шляхи, підвищення її працездатності при експлуатації в умовах шахтних компресорних станцій.

Для аналізу показників повітроохолоджувачів уточнено залежність для коефіцієнта ефективності з урахуванням перехресно-протиточного характеру руху середовищ, а також для коефіцієнта теплопередачі повітроохолоджувача з урахуванням забруднення теплообмінних поверхонь, причому, враховано, також вплив забруднення на нерівномірність розповсюдження температури по висоті ребра.

Також отримано залежності для гідравлічного опору апарату по стисненому повітрю з урахуванням забруднення теплообмінних поверхонь.

На основі даних залежностей розроблено модель теплообмінних процесів у повітроохолоджувачах турбокомпресора, що враховує, забруднення теплообмінних поверхонь при експлуатації в умовах шахтних компресорних станцій.

Досліджено ефективність повітроохолоджувачів турбокомпресора К500-61-1 типу О806К. Шляхом проведення чисельних експериментів установлено, що 1мм шару забруднення поверхні теплообміну з боку повітря приводить до збільшення температури повітря на виході з повітроохолоджувача для першої секції на 22С, для другої секції на 39С. Для забруднення з боку води це відповідає збільшенню температури: для першої секції на 24С, для другої секції на 42С.

Крім того, забруднення оребріння істотно збільшує опір охолоджувача по повітрю, так 0,1 мм шару забруднення приводить до зростання опору на 4000 Па для першої секції та на 6300 Па для другої секції.

Як видно проміжний повітроохолоджувач другої секції турбокомпресора працює в більш важкому режимі, тому що має менші на одиницю масової й об'ємної витрати повітря площу теплообміну й прохідні перетини.

Одним зі шляхів підвищення ефективності пневмопостачання гірничого обладнання і зниження питомих енерговитрат є вибір раціонального режиму охолодження стисненого повітря з урахуванням забруднення теплообмінних поверхонь.

Так потужність, споживана компресорною установкою, включає потужність, затрачену першою, другою і третьою секціями стиснення, та потужність, що витрачається на подачу води в перший і другий проміжний повітроохолоджувачі:

, (1)

де Nку- сумарна потужність споживана компресорною установкою, Вт; Gв- масова подача компресора, кг/с; l1, l2, l3- питома робота стиснення в першій, другій і третій секції стиснення турбокомпресора, відповідно, Дж/кг; зк- к.к.д. компресора; Vw1,Vw2- об'ємна витрата охолоджувальної води через перший і другий проміжний повітроохолоджувачі, м3/с; Дpw1, Дpw2- перепад тиску на першому і другому проміжних повітроохолоджувачах, Па; зн- к.к.д. насоса.

Після підстановок і визначення мінімуму функції отримано вираз для раціонального зниження температури стисненого повітря в першому і другому проміжних повітроохолоджувачах



; (2)

, (3)

де ДTр1- раціональне зниження температури повітря в першому повітроохолоджувачі, К; ДTр2- раціональне зниження температури повітря в другому повітроохолоджувачі, К; R- газова постійна; m2, m3- показник політропи стиснення в другій і третій секції турбокомпресора, відповідно; е2, е3- ступінь підвищення тиску в другій і третій секції, відповідно; лд- коефіцієнт гідравлічного опору Дарсі; сw- густина води, кг/м3; L1=l1• хn1, L2=l2• хn2- сумарна довжина труб першого і другого повітроохолоджувача по ходу, м; l1, l2- довжина труб у першому і другому повітроохолоджувачі, м; хn1, хn2- число ходів по воді в першому і другому повітроохолоджувачі; dв1, dв2- внутрішній діаметр труби першого і другого повітроохолоджувача з урахуванням забруднення, м; nх1, nх2 - число труб в одному ході в першому і другому повітроохолоджувачі; Gв- масова витрата повітря, кг/с; cpв- питома ізобарна теплоємність повітря, Дж/(кг•К); cw- питома теплоємність води, Дж/(кг•К); ДTw1- збільшення температури води в першому повітроохолоджувачі, К; ДTw2- збільшення температури води в другому повітроохолоджувачі, К.

Установлено, що для забезпечення мінімальних сумарних енерговитрат турбокомпресора з насосом системи охолодження, температура повітря після проміжного охолодження повинна вибиратися комплексно з урахуванням забруднення теплообмінних поверхонь повітроохолоджувачів і підвищуватися в міру збільшення забруднення шляхом зменшення витрати циркуляційної води через повітроохолоджувачі.

Потужність, яка затрачується на кінцеве охолодження і транспортування стисненого повітря, включає: потужність, що витрачається на подачу води; потужність, що витрачається на подолання гідравлічних опорів повітроохолоджувачів; потужність, що витрачається на подолання гідравлічного опору трубопроводу:

Вт, (4)

де Дpw- гідравлічний опір водяної порожнини повітроохолоджувача, Па; Vw- об'ємна витрата води через повітроохолоджувачі, м3/с; Дpв- гідравлічний опір повітроохолоджувача по повітрю, Па; Vвв- об'ємна витрата стисненого повітря через повітроохолоджувачі, м3/с; Дpм- перепад тиску на магістральному трубопроводі, Па; Vвм- об'ємна витрата стисненого повітря в магістральному трубопроводі, м3/с.

Після визначення мінімуму функції, позначаючи:

; ;

; ;

отримано вираз для раціональної по енерговитратам температури кінцевого охолодження стисненого повітря:

K, (5)

де лд1- коефіцієнт гідравлічного опору Дарсі для труб повітроохолоджувача; Lт=lтхn- сумарна довжина труб повітроохолоджувача по ходу, м; lт- довжина труб у повітроохолоджувачі, м; хn- число ходів по воді в повітроохолоджувачі; dв- внутрішній діаметр труби повітроохолоджувача з урахуванням забруднення, м; nх- труб в одному ході; ДTw- збільшення температури води в повітроохолоджувачі, К; жв- коефіцієнт місцевого опору повітроохолоджувача по повітрю; pк- тиск стисненого повітря на виході з компресора, Па; лд2- коефіцієнт гідравлічного опору Дарсі магістрального трубопроводу; Lм- довжина магістрального трубопроводу, м; Tср- середня температура стисненого повітря в трубопроводі, K; dм- внутрішній діаметр трубопроводу, м; pн- тиск стисненого повітря на вході в магістральний трубопровід, Па; T0- температура навколишнього середовища, К; Tк- температура стисненого повітря на виході з компресора, K; kт- коефіцієнт теплопередачі від стисненого повітря до повітря навколишнього середовища, Вт/(м2•К).

Підтримання даних параметрів при експлуатації забезпечує мінімальну витрату електроенергії компресорною установкою при транспортуванні стисненого повітря.

Якщо при розрахунку за залежністю (5) отримано Tн,р?Tк (Vw>0), то це свідчить про те, що витрати електроенергії на охолодження стисненого повітря перевищують економію через охолодження при його транспортуванні. Тоді, раціональне значення температури повітря при кінцевому охолодженні може бути визначене із залежності для температури стисненого повітря, що рухається по трубопроводу при наявності теплообміну з навколишнім середовищем, приймаючи, що температура повітря на вході у волого віддільник дорівнює температурі точки роси.

Для раціональної температури кінцевого охолодження повітря, при якій забезпечується випадання конденсату перед вологовіддільником, отримано залежність

, (6)

де Tт.р - температура повітря, що відповідає точці роси при даному тиску і вологовмісті, К; Lво - відстань від кінцевого повітроохолоджувача до вологовіддільника, м.

Результати розрахунків за залежністю (5) раціональної температури кінцевого охолодження стисненого повітря в повітроохолоджувачі ВОК 79,2 для чотирьох центральних компресорних станцій Кривбасу при різній температурі навколишнього середовища і максимальному числі працюючих компресорів показали, що витрати електроенергії на кінцеве охолодження стисненого повітря перевищують економію через охолодження при його транспортуванні.

Таким чином, при існуючих нормах проектування компресорних станцій температура охолодженого повітря повинна вибиратися, виходячи з мінімального зниження температури, необхідного для забезпечення переносу точки інтенсивного випадання конденсату до місця установки вологовіддільника, а раціональне значення температури повітря після кінцевого охолодження визначатися із залежності (6).

Для розрахунку мінімально необхідної відстані від кінцевого повітроохолоджувача до вологовіддільника, з урахуванням додаткового охолодження повітря в магістральному трубопроводі, отримано залежність

 м. (7)

У той же час невирішеною є проблема погіршення охолодження стисненого повітря через характерне для умов шахтних компресорних станцій забруднення теплообмінних поверхонь повітроохолоджувачів.

У результаті аналізу відомих способів теплообміну встановлено, що для охолодження стисненого повітря в шахтних турбокомпресорах найбільш ефективним є контактний спосіб охолодження.

Основною перевагою цього способу є висока інтенсивність теплообміну через відсутність поверхонь, схильних до забруднення, оскільки тут тепломасообмін протікає при безпосередньому контакті середовищ.

Реалізація даного способу можлива шляхом заміни штатних теплообмінних пристроїв (рекуперативних повітроохолоджувачів і градирень) контактними апаратами. Їхніми перевагами є простота конструкції, невелика металоємність, а також підвищення ефективності охолодження за рахунок більш високих коефіцієнтів тепломасопереносу. У процесі експлуатації ефективність контактних апаратів практично не змінюється.

Досліджувалися типи апаратів: барботажні й пінні, зі зрошуваною насадкою, камери зрошення, апарати з відцентровим полем, труби Вентурі. При виборі контактного апарата системи охолодження, як показники інтенсивності тепло- і масообміну використано: теплонапруженість перетину реактивного простору, теплонапруженість об'єму реактивного простору, коефіцієнт ефективності теплообміну, енергетичний коефіцієнт.

Установлено, що найбільш перспективним апаратом для системи охолодження турбокомпресорів є апарат типу труба Вентурі - відцентровий сепаратор. Такий контактний апарат має досить високу ефективність тепломасообміну і відносно невеликий гідравлічний опір.

Контактний повітроохолоджувач (рис. 1, а) включає: змішувальний пристрій 1, виконаний у вигляді труби Вентурі, сепаратор краплинної вологи 2 із внутрішньою кишенею 3 і поплавковий регулятор рівня (на рисунку не показаний). Контактний охолоджувач циркуляційної води (рис. 1, б) включає: осьовий вентилятор 1, змішувальний пристрій 2, виконаний у вигляді труби Вентурі, а також колінний сепаратор краплинної вологи 3.

Найбільш прийнятним для охолодження стисненого повітря в турбокомпресорах є варіант з одночасним осушенням повітря.

У цьому випадку, парціальний тиск парів води в прикордонному насиченому шарі оточуючому рідину, повинен бути менше парціального тиску парів води у повітрі. З урахуванням того, що парціальний тиск вологого повітря однозначно визначається температурою по мокрому термометру, а температура по мокрому термометру в прикордонному насиченому шарі дорівнює температурі води (Tм=Tw), для одночасного охолодження й осушення повітря необхідне виконання умови Tw<T (де T- температура в потоці газу) протягом усього процесу, тобто Tw2<T1 (де T1- температура в ядрі газу на вході в апарат). Інакше кажучи, для організації осушувального режиму охолодження повітря, температура нагріву охолоджувальної рідини повинна бути менше початкової температури повітря по мокрому термометру.

Таким чином, реалізація режиму з одночасним осушенням і охолодженням повітря можлива за рахунок правильного вибору витрати охолоджувальної рідини.

Для контактного охолоджувача циркуляційної води приймається традиційний для градирень режим охолодження води з одночасним зволоженням повітря. Описаний вище режим з осушенням у цьому випадку не може бути застосований через те, що температура води, у переважній більшості випадків протягом усього процесу, виявляється вище температури повітря, що охолоджується, (температури навколишнього середовища), а значить, і його температури по мокрому термометру, тобто Tw>T. Це відповідає умові Tw1>T2.

При аналізі сучасних методів розрахунку контактних апаратів установлено, що найбільш прийнятними для подальшої розробки стосовно до контактної системи охолодження турбокомпресора є методи розрахунку з використанням добутку коефіцієнтів переносу на площу поверхні контакту розроблені Андрєєвим Е.І. Але дотепер для розрахунку апаратів типу труба Вентурі -відцентровий сепаратор дані методи не були адаптовані.

В третьому розділі розроблено модель термогазодинамічних процесів в апаратах контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора.

Як вихідну модель, для апаратів контактної системи охолодження, прийнято фізичну модель контактного тепломасообміну, особливістю якої є наявність двох приграничних шарів (насиченого й ненасиченого газу), що істотно розрізняються своїми властивостями.

У першому з них відбувається зміна ентальпії газу, у другому - зміна абсолютного вологовмісту газу при постійній ентальпії. Іншою особливістю є наявність локального потоку газу, що циркулює через прикордонний шар. Приймається також, що тепломасообмінні процеси в системі “труба Вентурі -відцентровий сепаратор” протікають від моменту розпилення рідини в горловині змішувача до повного розділення суміші в сепараторі.

Тоді, задача тепломасообміну в контактному апараті може бути вирішена за допомогою двох рівнянь: інтенсивності тепломасообміну і відносної інтенсивності тепломасообміну, тобто

, (8)

де Km=(Tм2-Tw1)/(Tм1-Tw1) - коефіцієнт інтенсивності тепломасообміну; Reк=(vг3Dс)/(2Uс2нв)- комбіноване число Рейнольдса-Фруда; vг- швидкість газу в горловині змішувача, м/с; Dс- середній діаметр відцентрового простору сепаратора, м; Uc- тангенціальна швидкість газу у відцентровому просторі сепаратора, м/с; Bm1=Bwн/(1+Keв) - число подібності теплових еквівалентів; Bwн=(Gwсw/Gвcpв) - тепловий еквівалент; Keв- коефіцієнт випару, що дорівнює відношенню схованої теплоти до явної при зміні ентальпії газу від початкової до кінцевої; LD=Lр/Dр - параметричне число подібності; Lр- довжина реактивного простору апарата, м; Dр - діаметр реактивного простору, м; ДT=ДTт.м/ДTм0 - коефіцієнт інтенсивності теплообміну; ДTт.м=(Tм1+Tм2-Tw1-Tw2)/2 - температурний середній арифметичний натиск; ДTм0=Tw1-Tм1 - температурний натиск; Дd=Дdт/Дd0 - коефіцієнт інтенсивності масообміну; Дdт=(dм1+dм2-d1-d2)/2 - концентраційний середній арифметичний натиск; Дd0=dм1-d1 - концентраційний натиск; dм1 - вологовміст насиченого повітря; d1 - вологовміст повітря в ядрі потоку.

Критеріальне рівняння інтенсивності тепломасообміну може бути записане у вигляді функції:

. (9)

На основі приведених вище залежностей, розроблено методики розрахунку тепломасообміну в апаратах контактної системи охолодження турбокомпресора.

Одним із факторів, що обмежують продуктивність контактних апаратів турбокомпресора, є порушення гідродинамічної стійкості газорідинної системи у відцентровому сепараторі-краплеуловлювачі, що проявляється віднесенням рідини. Для моделювання даного процесу прийнято критерій гідродинамічної стійкості газорідинної системи.

Тоді, для забезпечення гідродинамічної стійкості швидкість повітря в сепараторі повинна бути меншою деякого критичного значення

, (10)

де Uc, кр - критична швидкість у відцентровому просторі сепаратора, м/с; Kuкр- критичне значення критерію гідродинамічної стійкості для даного типу сепаратора-краплеуловлювача; уw - коефіцієнт поверхневого натягу води, Н/м.

Це положення використано в методиці розрахунку прохідних перетинів сепаратора-краплеуловлювача.

Отримано залежність для гідравлічного опору апарату контактної системи охолодження:

Па, (11)

де жг - коефіцієнт гідравлічного опору “сухої” труби Вентурі; жw - коефіцієнт гідравлічного опору труби Вентурі, обумовлений вводом рідини, що зрошує; сг - густина газу при умовах (по температурі й тиску) виходу із труби, кг/м3; vг- швидкість газу в горловині труби Вентурі, м/с; m=Vw/Vг - питоме зрошення, м3/м3; жс - коефіцієнт гідравлічного опору сепаратора-краплеуловлювача.

Коефіцієнт гідравлічного опору сепаратора-краплеуловлювача визначається за результатами натурних випробувань.

Остаточно вихідна система рівнянь має такий вигляд:

. (12)

Для розв'язання даної системи розроблено алгоритм комп'ютерної програми.

В четвертому розділі наведено методики проведення та результати лабораторних досліджень апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора.

Дослідження проводилися з метою визначення показників ступенів критеріального рівняння інтенсивності тепломасообміну та перевірки адекватності отриманих теоретичних залежностей, визначення критичного значення критерію гідродинамічної стійкості газорідинної системи для початкових умов проміжного і кінцевого охолодження стисненого повітря в турбокомпресорах, а також для умов охолодження циркуляційної води.

Лабораторні дослідження апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора виконувалися на спеціально розроблених дослідних установках: контактному повітроохолоджувачі з колінним сепаратором-краплеуловлювачем для дослідження закономірностей контактного тепломасообміну; контактному повітроохолоджувачі, обладнаному відцентровим сепаратором-краплеуловлювачем із прозорою кришкою для дослідження закономірностей гідродинамічної стійкості газорідинної системи; контактному охолоджувачі циркуляційної води.

При дослідженні контактного повітроохолоджувача турбокомпресора початковий тиск повітря pв1 варіювався в межах від 0,2 МПа до 0,75 МПа, початкова температура повітря tв1 - від 50 до 200С.

Масова витрата повітря Gв змінюється від 6,9•10-3 до 18,8•10-3 кг/с, витрата води фіксована.

Обробка експериментальних даних з метою визначення показників ступенів при числах подібності в критеріальному рівнянні (3), проводилася методом найменших квадратів за допомогою спеціально розробленого алгоритму комп'ютерної програми.

Числа подібності змінювалися в наступних межах: комбіноване число Рейнольдса-Фруда Rек = 4,2•107-1,3•1010, критерій теплових еквівалентів Вm1 = 1,5-27,5, параметричне число подібності LD = 3,2-25,3.

Установлено, що в межах максимальних геометричних розмірів апарата, можливих при існуючих компонуваннях компресорних станцій (параметричне число подібності LD=3,2-25,3), коефіцієнт тепломасообміну Km практично автомодельний відносно LD.

Отримане рівняння інтенсивності тепломасообміну має вигляд:

. (13)

При перевірці рівняння відносної інтенсивності тепломасообміну середнє відхилення дослідних і розрахункових даних не перевищує 6% при інтервалі довірчої імовірності 0,98. При перевірці рівняння інтенсивності тепломасообміну середнє відхилення дослідних і розрахункових даних для всього діапазону d2 і tв2 становить 5%; максимальне не перевищує 10%. Результати експериментів для умов ППО-2 приведені на рис. 2.

Умови проведення експериментів при дослідженні з метою визначення критичного значення критерію гідродинамічної стійкості відповідають як проміжним, так і кінцевим повітроохолоджувачам шахтного турбокомпресора (початковий тиск повітря складало: 0,23; 0,4; і 0,72 МПа). Витрата повітря варіюється. Масова витрата води встановлюється 0,08 кг/с. У ряді експериментів після відцентрового сепаратора додатково підключалася камера розриву.

У результаті проведених досліджень визначено критичне значення критерію газорідинної стійкості Kuкр=3,37, на установці з камерою розриву - Kuкр=5,54, похибка експериментів становить не більше 11% при інтервалі довірчої імовірності 0,85.

При дослідженні контактного охолоджувача циркуляційної води початкова температура повітря встановлюється Тв1=293 К, води Тw=309 К. Масова витрата повітря Gв варіюється від 8,7•10-3 до 16,7•10-3 кг/с, витрата води Gw - від 4,7•10-3 до 14,3•10-3 кг/с. Числа подібності змінювалися в межах: комбіноване число Рейнольдса-Фруда Rек = 1,4•107-2,5•107, критерій теплових еквівалентів Вm1 = 1,5-10,8.

Отримане рівняння інтенсивності тепломасообміну для контактного охолоджувача циркуляційної води з достатньою вірогідністю відповідає рівнянню (13).

При перевірці рівняння відносної інтенсивності тепломасообміну середнє відхилення дослідних і розрахункових даних не перевищує 7% при інтервалі довірчої імовірності 0,98. При перевірці рівняння інтенсивності тепломасообміну середнє відхилення розрахункових і дослідних даних для всього діапазону d2 і tв2 становить близько 5%, максимальне - не перевищує 10%. Це підтверджує адекватність прийнятої фізичної моделі контактного тепломасообміну та вірність методик розрахунку охолоджувача циркуляційної води. Результати експериментів приведені на рис. 3.

Визначено також критичне значення критерію газорідинної стійкості для колінного сепаратора Kuкр=2,68. Похибка експериментів становить не більше 10% при інтервалі довірчої імовірності 0,85.

В п'ятому розділі обґрунтовано та вибрано раціональні параметри апаратів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора.

Для вибору раціональних параметрів контактної системи охолодження шахтного турбокомпресора може використовуватися математична модель, що відображає реальні фізичні процеси, які протікають у компресорі. Дотепер не створено таку модель, яка на основі конструктивних даних дала б можливість аналізувати режимні й економічні параметри у всьому експлуатаційному діапазоні з урахуванням основних властивостей робочого середовища. Найбільш важкою є задача одержання газодинамічної характеристики ступенів турбокомпресора, що проектується, через складність математичного опису витрат у проточній частині. У той же час для вибору раціональних параметрів апаратів контактної системи охолодження існуючих турбокомпресорів може використовуватися модель з емпіричним описом витрат у проточній частині, що істотно спрощує її вирішення.

Повний математичний опис термогазодинамічних процесів у турбокомпресорі побудовано виходячи з реальних фізичних процесів, що відбуваються в турбокомпресорі, який повинен містити теоретичний робочий процес, втрати й перетічки стисненого повітря в ступенях, а також процеси, що відбуваються у всмоктувальному тракті й повітроохолоджувачах.

На основі отриманих у третьому розділі залежностей, розроблено комп'ютерну модель “шахтний турбокомпресор - контактна система охолодження”.

При проведенні чисельних експериментів при дослідженні контактного повітроохолоджувача початкові умови і витрати середовищ вибираються, виходячи з номінального режиму роботи шахтного турбокомпресора К500-61-1 при нормальних початкових умовах (pв1=0,098 МПа, tw1=20оС, d1=10,0 г/кг, Gв=10,2 кг/с).

Установлено, що найбільший вплив на температуру повітря на виході з апарата надає його швидкість у горловині (рис. 4).

Так, для ППО-1, зі збільшенням швидкості температура повітря знижується з темпом у середньому 0,2С/(м/с), а температура води зростає з темпом близько 0,016С/(м/с), вологовміст збільшується з темпом 0,022(г/кг)/(м/с). Для ППО-2 (рис. 5), ці показники становлять 0,26С/(м/с), 0,026С/(м/с), 0,028(г/кг)/(м/с), відповідно.

При збільшенні витрати води (рис. 6, рис. 7) спостерігається зниження температури повітря з темпом 4,2С/(кг/кг) для ППО-1 (рис. 5) і 4,7С/(кг/кг) для ППО-2 (рис. 6). Температура води зменшується з темпом 4,4С/(кг/кг) і 4,7С/(кг/кг), вологовміст повітря - 4,4(г/кг)/(кг/кг) і 4,0(г/кг)/(кг/кг).

Збільшення швидкості повітря в горловині приводить з одної сторони до поліпшення охолодження повітря, внаслідок чого підвищується тиск повітря на виході із секції, з іншої сторони до підвищення гідравлічного опору змішувача і зниженню тиску.

Тому, діаметр горловини змішувача повинен визначатися за максимальним тиском повітря на виході із секції турбокомпресора, що відповідає також мінімуму енерговитрат.

Установлено, що це значення діаметру горловини відповідає швидкості повітря в горловині труби Вентурі контактного повітроохолоджувача шахтного турбокомпресора 60 м/с для першого повітроохолоджувача, 90 м/с - для другого при номінальному режимі турбокомпресора (рис. 4, рис.5).

Для ППО-1 діапазон зміни коефіцієнта зрошення 0,5-2,4 кг/кг, відповідає охолодженню повітря із частковим випаром води, а 2,4-3 кг/кг - охолодженню повітря з одночасним його осушенням. Це видно із кривої вологовмісту (рис. 6). Так, при значенні коефіцієнта зрошення 2,4 кг/кг вологість повітря на виході з апарата відповідає початковій - 10,0 г/кг.

Для ППО-2 ці діапазони становлять 0,5-1,5 кг/кг і 1,5-3, при значенні коефіцієнта зрошення 1,5 кг/кг (рис. 7) вологість повітря на виході з апарата відповідає початкової - 9,6 г/кг.

Таким чином, установлено, що осушення повітря в контактних повітроохолоджувачах при номінальному режимі шахтного турбокомпресора забезпечується подачею охолоджувальної води в кількості не менше 2,4 масові витрати стисненого повітря для першого повітроохолоджувача і 1,5 - для другого (рис. 6, рис. 7).

Довжина реактивного простору не критична і може бути прийнята виходячи із забезпечення мінімального гідравлічного опору змішувача.

Дані висновки покладено в основу розробленого алгоритму і методики для розрахунку параметрів контактного повітроохолоджувача. Для контактного охолоджувача циркуляційної води початкові умови і витрати середовищ приймаються виходячи з умов роботи шахтної градирні для охолодження циркуляційної води, з розрахунку на один турбокомпресор К500-61-5. Тиск повітря на вході в змішувач pв1=0,098 МПа. Витрата повітря Gв=100 кг/с. Початкова температура повітря tв1=20С, води tw1=36С.

Установлено, що найбільший вплив на температуру води на виході з апарата надає швидкість повітря в горловині (рис. 8).

Зі збільшенням швидкості температура води знижується з темпом 0,1С•с/м, температура повітря збільшується з темпом 0,03С•с/м, вологовміст підвищується з темпом у середньому 0,1 г•с/кг•м.

Значний вплив витрати води (рис. 9). При збільшенні витрати температура води зростає з темпом 7,5С•кг/кг, температура повітря збільшується в середньому з темпом 1,6С•кг/кг, вологовміст зростає з темпом 2,5 г•кг/кг•кг.

Вплив довжини реактивного простору незначний - зі збільшенням довжини реактивного простору відбувається зниження температури води з темпом 0,005С/м, температура повітря підвищується з темпом 0,0025С/м.

Корінна відмінність розглянутих закономірностей від наведених вище (див. рис. 4 - рис. 7) пов'язана з тим, що дані початкові умови і витрати середовищ відповідають випарному режиму охолодження води.

Установлено, що діаметр горловини змішувача охолоджувача циркуляційної води і витрати охолоджуваної води повинні визначатися, виходячи з необхідної температури води на виході з апарата. Так, раціональна швидкість повітря в горловині змішувача, виходячи з охолодження циркуляційної води до 24-25С, повинна бути в межах 40-45 м/с, а співвідношення вода-повітря - 0,9-1 (рис. 8, рис. 9).

Довжина реактивного простору не критична і може бути прийнята, виходячи із забезпечення мінімального гідравлічного опору змішувача.

...