Конструкции и расчет вихревых охладителей с рециркуляцией потока промежуточного давления

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 его проведения необходимо изготовление и испытание многочисленных образцов каждого из рассматриваемых типов вихревых охладителей с рециркуляцией потока промежуточного давления.

Эксперименты с целью определения оптимальной от­носительной площади проходного сечения сопла основ­ной вихревой трубы проводили на нескольких макетах охладителей. В результате исследований получена зави­симость для определения площади проходного сечения сопла при 0,8<ц<1

^c. opt = 0,423 (є0,5— 1)/є1,5. (23)

Как следует из этого уравнения, значения fCOpt в диа­пазоне є = 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. Пирали — швили, В. Г. Михайловым, В. В. Бирюком при вдуве сжатого воздуха от постороннего источника в ядро вихря.

Исследования по определению влияния диаметра диафрагмы охлажденного потока на эффективность вих­ревых охладителей с рециркуляцией потока промежу­точного давления показали, что зависимость Dx 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.

А. П. Меркулов и Н. Д. Колышев детально исследо­вали самовакуумирующиеся вихревые трубы. В качест­ве основного элемента конструкции этих аппаратов ис­пользовали щелевой диффузор, позволяющий создавать большие разрежения на оси аппарата и, следовательно, большие перепады температур (АГХ=150 К при рс = = 0,4…0,5 МПа). Установлено, что с увеличением длины вихревой камеры возрастают потери кинетической энер­гии нагретого потока, проходящего в диффузор; это снижает эффективность последнего. Достаточно высо­кие степени расширения получены при L<4. Исследо­ватели также отмечают, что существенную роль в ра­боте самовакуумирующейся вихревой трубы играют геометрические параметры диффузора. При исследова­нии самовакуумирующихся вихревых труб получены ре­комендации по, определению относительного радиуса перехода ЯдИф = Ядиф/А>=0,3, относительной ширины щели_А = А/Do = 0,06 и относительного диаметра диффу­зора /)диф = ^дИф//)о:=4,0.

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.

На предварительном этапе исследования влияния Д. на эффективность поставлен эксперимент на конической вихревой трубе со следующими геометрическими пара­метрами: D0=8,6 мм; Fc— 24 мм2; L = 60,2 мм; а = 3,5°; Dx = 4,47 мм; /)ДИф = 35 мм. Для оценки степени восста­новления давления в щелевом диффузоре удобно поль­зоваться величиной, равной отношению давления пото­ка после диффузора к давлению на входе в вихревую трубу и называемой коэффициентом восстановления давления: Kp = PTlpc— В экспериментах переменными ве­личинами были ширина щели диффузора А и давление на входе в трубу рс■ Все результаты получены в режи­ме максимальной температурной эффективности при р, = 0,3. Давление рс менялось от 0,18 до 1,06 МПа. На­бором прокладок ширину щели диффузора изменяли в диапазоне от 0,5 до 3,5 мм с шагом 0,5 мм.

Проведенный анализ экспериментальных данных по­казал, что наилучшие значения как kv, так и АТХ соот­ветствуют А=1,5…2,0 мм (Д = 0,17…0,23), т. е. оптималь­ная приведенная ширина диффузора в 3—4 раза мень­ше, чем в опытах А. П. Меркулова. Это естественно, так как была испытана вихревая труба с большей от­носительной длиной камеры разделения. Увеличение

Длины привело к снижению тангенциальной составляю­щей скорости Wi на входе в диффузор, а это изменило относительные потери на трение газа о стенки диффу­зора. Полученные результаты вскрывают основную причину противоречивости рекомендаций отдельных ав­торов. Пока можно лишь утверждать, что с увеличени­ем длины камеры разделения уменьшается оптимальная относительная ширина диффузора. Вместе с тем рас­сматриваемый эксперимент подтвердил необходимость проведения самостоятельного исследования непосредст­венно на охладителях с рециркуляцией потока проме­жуточного давления.

Дальнейшие эксперименты проведены на образце охладителя, конструкция которого показана на рис. 32. В сопловом аппарате 1 основной вихревой камеры раз­мещены прямоугольное сопло 2, диафрагма 3 и патру­бок 4 охлажденного потока. Диафрагма, сопло и пат­рубок охлажденного потока крепятся гайкой 5. Для ис­ключения перетечек между элементами конструкции со­плового аппарата поставлены резиновые прокладки. Основная 6 и дополнительная 9 вихревые камеры сое­динены общим щелевым диффузором 7 (два плоских диска, закрепленных сборной улиткой 8). Конструкция диффузора позволяет изменять ширину А щели диффу­зора в диапазоне от 0 до 8 мм набором прокладок 13. Сопловой аппарат 10 дополнительной вихревой камеры 9 аналогичен по конструкции сопловому аппарату /; площадь сечения сопла 11 больше площади сечения сопла 2.

Вихревой охладитель рассчитан на работу при дав­лении рс = 0,3…0,8 МПа. Размеры основной и вспомога­тельной вихревых камер: диаметр D0=28 мм, длина L = 82 мм, угол конусности а = 3°30′. Диаметр диафраг­мы основной камеры DX=18 мм, вспомогательной At = = 15 мм, площадь сечения сопла основной камеры Fс — = 40 мм2, вспомогательной fc = 44 мм2.

Вихревой холодильник работает следующим образом: сжатый воздух поступает в сопловой аппарат 1. В ос­новной вихревой камере происходит энергоразделение — охлажденный поток отводится в патрубок 4, а нагре­тый поступает в диффузор, сжимается и направляется в промежуточный теплообменник, где отводится от него теплота. После теплообменника поток поступает на вход соплового аппарата 10 дополнительной вихревой камеры, которая может работать в двух основных ре­жимах: противоточном и прямоточном. В противоточном режиме охлажденный поток дополнительной вихревой камеры 9 выводится через диафрагму 12, а нагретый поток поступает в щелевой диффузор 7. В прямоточном режиме охлажденный поток дополнительной вихревой трубы поступает по оси в основную вихревую камеру 6, а нагретый поток по периферии направляется в диф­фузор. Для регулирования процесса часть потока из дополнительной вихревой камеры отводят в атмосферу. Второй режим работы охладителя равносилен вдуву потока по оси в основную вихревую камеру.

Опыты по определению влияния А на эффективность работы вихревого охладителя проводили при рс= = 0,3 МПа, рх = 0,1 МПа, и Гс = 290 К. Результаты эк­спериментов обрабатывали в виде ті = /([і) при разных А. Получено семейство кривых, оптимумы которых соот­ветствуют 0,66…0,70.

Анализ экспериментальных данных показал, что с увеличением А до 0,054 температура нагретого потока после диффузора росла незначительно; при этом замет­но увеличивался коэффициент восстановления давле­Ния kp, достигал максимума и при дальнейшем росте А уменьшался. Наибольшие значения КПД получены при А = 0,052…0,055. Безусловно, оптимальная ширина щели зависит также от геометрических параметров до­полнительной вихревой трубы, а также от формы уст­ройств, установленных на границе камер разделения основной и дополнительной труб. Выявление такой зависимости сопряжено с проведением трудоемких мно­гофакторных экспериментов. В проведенных опытах за­фиксирован факт влияния А на КПД охладителей с ре­циркуляцией потока промежуточного давления. Опти­мальные значения А близки к полученным А. П. Мер­куловым на простых вихревых трубах. Относительная длина последних практически совпадает с относитель­ной длиной основной вихревой трубы охладителя. Не­сколько меньшие оптимальные значения А для охлади­телей можно объяснить уменьшением wx на входе в диффузор вследствие вдува потока из дополнительной вихревой трубы в основную. Близость оптимальных зна­чений А свидетельствует о том, что длина камеры раз­деления основной вихревой трубы является главным фактором, который нужно учитывать при выборе А. Учет влияния на А параметров вспомогательной вихре­вой трубы, а также других факторов, следует рассмат­ривать как возможный резерв повышения КПД охла­дителей с рециркуляцией потока промежуточного дав­ления. Для всех образцов^ разработанных в МВТУ им. Н. Э. Баумана, принято А=0,054. Так как наиболее вероятна относительная длина камеры разделения ос­новной вихревой трубы L = 3…4, то можно рекомендо­вать принимать для разрабатываемых охладителей А== = 0,050…0,055; меньшие значения А соответствуют боль­шим значениям L.

Влияние длины Z-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-

Ной вихревой трубы 7, трубки 5 дополнительного пото­ка, которая является одновременно диафрагмой допол­нительной вихревой трубы, и дросселя 8 нагретого по­тока.

Охладитель работает по схеме, приведенной на рис. 20, в. Сжатый воздух подается в сопловой аппарат 2 основной вихревой трубы 3, где происходит энергораз­деление— охлажденный поток отводится через диаф­рагму 1, а нагретый — поступает в щелевой диффузор 4. После диффузора поток охлаждается в теплообмен­нике, проходит через влагомаслоотделитель и поступа­ет в сопловой аппарат 6 дополнительной вихревой тру­бы 7. В последней также происходит энергоразделение; охлажденный поток подается через трубку 5 в основ­ную^ вихревую трубу 3, а нагретый отводится через дроссель 8, изменением площади проходного сечения которого можно регулировать ji.

Размеры основной и вспомогательной вихревых ка­мер: диаметр Z)0 = 8,6 мм, длина L = 60,2 мм, угол конус­ности а = 3°30/, ширина щели диффузора Д = 0,5 мм, ра­диус перехода Ra=2,6 мм, диаметр диффузора /)д = = 35 мм. Площадь сечения сопла основной камеры Fc = 6 мм2, вспомогательной Fc= 11,2 мм2; диаметр диа­фрагмы основной камеры Ох = 5,6 мм.

Вихревой охладитель исследовали при Гс=293 К; рс = 0,6 МПа; = 0,1 МПа.

Результаты экспериментов обрабатывали в виде за­висимости Г) = /(М’) при различной длине ЬА трубки до­полнительного потока и постоянном диаметре трубки. Од = 0,65. Максимальные значения т] 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 Ьл 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 La, начиная с определенного момента, эффект подсасывания нагретым периферийным потоком становится практиче­ски равным нулю (ц = const) и адиабатный КПД дости­гает максимума. Дальнейшее увеличение ЬА без умень­шения диаметра трубки приводит к возрастанию нега­тивного влияния дополнительной трубки на процесс формирования приосевого вихревого потока, так как она затрудняет поступление газа из периферийного в приосевой поток. Наилучшие значения адиабатного КПД получены при 1д = 0,9…1,1.

При исследовании вихревой трубы с дополнитель­ным потоком от постороннего источника Ш. А. Пирали — швили 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 Z-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 Ьл = 1,0.

Влияние диаметра дополнительной вихревой трубы DA на эффективность работы охладителя исследовали на вихревом охладителе той же конструкции (см. рис. 33). При этом Гд=1,0, Тс = 293 К, рс = 0,6 МПа, Рх = 0,1 МПа. В результате анализа экспериментальных данных получены зависимости т]=/(ц) для различных значений Дц. Анализ этих зависимостей позволил опре­делить влияние Дц на эффективность работы вихревого охладителя. Уменьшение Dn приводит к некоторому росту температурной эффективности, но резкое падение массовой доли ц охлажденного потока превалирует над ростом АТх и в итоге адиабатный КПД вихревого охла­дителя уменьшается.

Увеличение Dn при незначительном росте ц приво­дит к снижению АТх и, как следствие этого, к уменьше­нию адиабатного КПД. Наилучшие значения т] получе­ны при /)д = 0,62…0,66. Эти результаты хорошо согласу­ются с данными, полученными Ш. А. Пиралишвили и В. Г. Михайловым; в их работах Dn = 0,7. Сравнение результатов исследований показало, что целесообразно выбирать одинаковые диаметры_ тру_бки дополнительно­го потока и диафрагмы, т. е. DX = DA. В образцах вих — 96

Ревых охладителей, разработанных в МВТУ, эта зави­симость соблюдалась.

В охладителях, в которых рециркулирующий! поток расширяется в дополнительной вихревой трубе, зафик­сировано значение КПД, в 1,45 раз превышающее КПД простых конических вихревых труб. Этот результат не является предельным: Как уже отмечено, поиск рацио­нальных размеров элементов охладителей был прове­ден без полной, одновременной оптимизации всех па­раметров, т. е. рациональное значение одного парамет­ра определяли при фиксированных значениях всех ос­тальных. Совершенно очевидно, что площади проход­ных сечений сопл, длины основной и вспомогательной вихревых труб, ширина щели диффузора, диаметр и длина трубки дополнительного потока не являются не­зависимыми переменными. Допущение их независимо­сти было принято для многократного сокращения объ­ема экспериментальных исследований. Поиск оптималь­ного соотношения указанных выше геометрических па­раметров позволит уточнить резервы дальнейшего по­вышения КПД этих охладителей.

Рабочий процесс охладителя без расширения рецир- кулирующего потока промежуточного давления в до­полнительной вихревой трубе исследован на конструк­ции, показанной на рис. 34. В корпусе 1 размещены сопло 4 и диафрагма 3, зажатые отводным патрубком 2 через уплотнительные прокладки. Корпус 1 закреп­лен на фланце основной вихревой камеры 5. Стенки щелевого диффузора выполнены как одно целое с вих­ревыми камерами 5 и 7, которые соединяются общей улиткой 6. Промежуточный теплообменник 8 изготов­лен из медных трубок, соединенных общим коллектором 11. В конфузорном насадке 7 установлена трубка 12 Дополнительного потока. Для регулирования холодопро — изводительности из коллектора 11 выведена трубка 10, • Для, выпуска части рециркулирующего воздуха. Для уменьшения размеров вся конструкция размещена в со­суде 9, заполненном охлаждающей водой.

97

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 І)о = 27,4 мм и L = = 82,2 мм; а = 3,5°; диаметр диафрагмы Z)x =18 мм; диа­метр щелевого диффузора £>диф= 150,7 мм; ширина

Щели диффузора А=1,5мм; площадь проходного сечения сопла /7С = 4,2 мм2; диаметр, длина и угол конусности конфузорного насадка DK = 27,4 мм; LK=82,2 мм и ак = = 3,5°; диаметр трубки дополнительного потока/)д= 18 мм.

Охладитель работает следующим образом. Сжатый воздух через сопло 4 попадает в основную вихревую камеру разделения 5. Охлажденный поток отводится через патрубок 2, а нагретый — попадает в щелевой диффузор. Часть нагретого потока проходит в конфу — зорный насадок, предназначенный для торможения и вывода потока в приосевые слои камеры 5. Одновре­менно через стенки конфузора отводится теплота. Сле­дует отметить, что скорость омывающего газа больше, чем в охлаждаемых вихревых трубах (это достигается конфузорностью насадка), и суммарная длина камеры разделения и насадка меньше длины камеры; разделе­ния обычной охлаждаемой вихревой трубы. Нагретый поток из улитки 6 поступает в промежуточный тепло­обменник 8, где охлаждается и направляется в трубку 12 дополнительного потока.

На первом этапе испытаний не было охлаждающей рубашки — стенки камеры разделения, диффузора и конфузорного насадка не охлаждались.’ Охлаждался только рециркулирующий поток в выносном теплооб­меннике. Эксперименты проводили при Гс=290 К, рс = = 0,38 МПа, рх=0,1_МПа и при трех значениях длины вихревой камеры: L = 3; 6 и 9. Остальные геометриче­ские параметры оставались неизменными. Наибольший адиабатный КПД получен при L = 3 и ц = 0,85 (рис.35, кривая 1). Это объясняется тем, что в короткой трубе нагретый периферийный поток перед входом в диффу­зор имеет более высокую кинетическую энергию. Для охладителя с короткой трубой коэффициент восстанов­ления давления и расход циркулирующего воздуха боль­ше. При L = 3 (рис. 36, линия 4) доля циркулирующего потока fxr=Gr/Gc в 1,34 раза превышала значение при L = 6 (линия 5), что является одной из основных причин повышения адиабатного КПД.

Однако результаты проведенных экспериментов не

Позволяют считать L = 3 оптимальным значением. Эк­сперименты проведены на, трубах разной длины при постоянной ширине А щели диффузора. Принятая ши­рина щели, возможно, не оптимальна для L = 3, так как

4* 99

		/
			V 1	-rJa-C
	ТПҐ		3

0,4 0,5 0,6 0,7 ад 0,9 и

Рис. 35. Зависимость адиабатного КПД от доли охлажденного по­тока (є=3,8):

1, 4— L=3; 2 — L=6; З — і=9 (4 — с эжектором и комбинированным охлаж­дением)

Рис. 36. Зависимость коэффициента восстановления давления k„ (линии 1—3) и массовой доли цг нагретого потока (линии 4—6)

ОТ Цї

1, 4— 7=3; 2, 5—Т= 6; 3, 6 — Г=9

Расход циркулирующего воздуха в рассматриваемом охладителе существенно больше расхода в охладителях с дополнительной вихревой трубой. Принятые значения А для L = 6 и особенно для L = 9 далеки от оптимально­го. Это привело к дополнительному уменьшению расхо­да циркулирующего потока. Вероятно, этим_ нужна объяснить и тот факт, что оптимум КПД при L = 9 со­ответствует р,«0,65 (см. рис. 35), а при L = 6 — |і~0Д

В испытанном вихревом охладителе для организа­ции циркуляции воздуха в узком сечении конфузорного 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

Рис. 37. Кривые распределения темпе­ратуры стеики 7"ст_коифузориого насад­ка по его длине LK (е=3,8; ц=1; Т= =290 К):

1 — без эжектора; 2 — с эжектором в трубке дополнительного потока

Стенки Тст при наличии эжектора (кривая 2) более пологая, чем кривая 1, что свидетельствует об увеличении расхода потока через конфузорный насадок. При этом доля нагретого потока по цирку­ляционной линии |АГ не отличает­ся более чем на 2—чЗ %.

На втором этапе исследований испытан охладитель с L — 3, по­груженный вместе с теплообмен­ником в резервуар с проточной водой. Максимальное значение КПД (ті = 0,42) получено при ц. = 0,92 (см. рис. 35, кривая 4), т. е. КПД охладителя в 1,55 раза больше достигнутого на охлаждаемых вихревых трубах. Как отмечено выше, конструкция охладителя не была оптимизирована. Следовательно, зафиксированное значе­ние КПД не является предельным. Дальнейшее повыше­ние КПД возможно за счет оптимизации длин камеры разделения и конфузорного насадка, ширины щели диф­фузора, диаметра и длины трубки дополнительного по­тока, а также размеров эжектора.

Указанное преимущество по сравнению с простой охлаждаемой трубой объясняется интенсификацией от­вода теплоты. Это достигнуто, во-первых, применением теплообменника с развитой теплопередающей поверх­ностью, во-вторых, установкой конфузорного насадка. Другие преимущества — возможность уменьшения вла — госодержанияі охлажденного потока (для этого нужно установить водомаслоотделитель после теплообменни­ка) и меньшая суммарная длина охладителя по срав­нению с длиной охлаждаемых вихревых труб.

Накопленный экспериментальный материал пока не позволяет дать четких рекомендаций по выбору основ­ных размеров охладителя. В связи с этим можно толь­ко рекомендовать принимать такие же размерные соот­ношения, как и для образца, для которого получен мак­
симальный КПД, т. е. принимать L = 3, одинаковые размеры конфузорного насадка и камеры разделения, относительные ширину щели диффузора А = 0,054, дли­ну трубки дополнительного потока £д = 3.

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.

Пример. Определить геометрические размеры вихревого охлади­теля, предиазиачениого для транспортной системы кондиционирова­ния. Известны: давление и температура сжатого воздуха рс = =0,4 МПа и Тс = 323 К, холодопроизводительиость Qx = 2,9 кВт, давление охлажденного потока рх = 0,1 МПа.

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

Определяем режим работы по зависимости ^ от ц, (см. рис. 35).: Л = 0,32 при ц=0,8 (кривая 1).

2. Степень расширения в вихревом холодильнике є = 0,4/0,1=4.

3. Эффект охлаждения при изоэитропийном расширении возду­ха A7’s = 323[l—(1/4)<i-"-«’i.41 = 105i6 К.

4. Эффект охлаждения и температура охлажденного потока: Д7,1 = Г]А7’5/Ц=0,32-105,6/0,8=42,2 К; ТХ = ТС—АТХ = 323—42,2= = 280,8 К.

5. Расход охлажденного воздуха Gx=Qx/(A7"xcp) =2900/(42,2Х XI000) =0,069 кг/с.

6. Расход сжатого воздуха Gc = 0х/ц=0,069/0,8=0,086 кг/с.

7. Площадь проходного сечения сопла при коэффициенте расхода 0,95—0,96 [16] /’с = 100■ 0,086f323/ (3,8• 0,4) = 102 мм2.

8. Относительная площадь проходного сечения сопла [см. фор­мулу (23)] i? c =0,423(40’5—1)/4»5=0,053.

9. ДиаМетр вихревой трубЫ

D0 =УЮ2-4/(3,14-0,053) =49,5 мм.

10. Диаметр диафрагмы охлажденного потока Dx = 0,65 D0= = 32,2 мм.

11. Длина вихревой камеры (выбираем коническую камеру с уг­лом а=3,5°) L=3Ј>o= 148,5 мм.

12. Диаметр щелевого диффузора £>ДИф=4£)о= 198 мм.

13. Ширина щели в диффузоре Д=0,05Д)=2,5 мм.

14. Длина дополнительной камеры (выбираем коническую каме­ру с углом а=3,5°) LK — L= 148,5 мм. Меньший диаметр дополни­тельной камеры принимаем равным Z)0.

15. Диаметр трубки дополнительного потока Da=Dx = 32,2 мм.

16. Длина трубки дополнительного потока ЬД=Ь„ = 148,5 мм.

17. Для расчета теплообменника определяем:

Расход циркуляционного потока (по рис. 36 находим цг=0,52) Gr=nrGc = 0,52• 0,086= 0,045 кг/с;

Давление циркуляционного потока (по рис. 36 находим Kv = = рг/рс = 0,55)

Pr=kvpc= 0,55-0,4=0,22 МПа; температуру циркуляционного по­тока перед теплообменником (из уравнения теплового баланса) Тг= (Тс—Ц7х+цг7Т0)/(1— Ц+Цг), где Тто — температура воздуха после теплообменника (зависит от параметров охлаждающей среды и типа теплообменника).

Допустим, что охлаждающей средой является вода температу­рой 293 К; температурный напор между воздухом иа выходе из теплообменника и водой составляет 10 К, тогда 7ТО = 293+10= = 303 К и Гг = (323—0,8 — 280,8+0,52 ■ 303) / (1 —0,8+0,52) = 355,6 К. Далее рассчитываем теплообменник по известным в теплотехнике методикам.