Конденсирующем инжекторе

У дифенильной смеси высоким температурам насыщения соответствуют низкие давления насыщенных паров, что ограничивает нижнюю температуру цикла технически достижимым вакуумом в конденсаторах. Так, при Ts — 373 К ра — 588 Па, в то время как минимально допустимое давление в поверхностных конденсаторах равно 2500 Па. Поэтому в ПТУ с ДФС для преодоления трудностей, связанных с реализацией низких давлений в поверхностных конденсаторах, а также для обеспечения условий безкавитационной работы циркуляционных механических насосов, используют конденсирующие инжекторы [92, 123], работоспособность которых с ДФС экспериментально проверена вплоть до давлений порядка 500 Па. Кроме того, на рабочие процессы конденсирующего инжектора не оказывают влияния невесомость и знакопеременные перегрузки, действующие на космические аппараты. Поэтому применение конденсирующих инжекторов и змеевиковых парогенераторов в космических ПТУ существенна упрощает организацию процессов теплообмена с изменением агрегатного состояния рабочего тела [116]. Циклы и структурно-поточные схемы ПТУ с конденсирующими инжекторами имеют ряд особенностей, которые необходимо рассмотреть более подробно.

Термодинамические циклы и структурно-поточная схема ПТУ с конденсирующим инжектором представлены на рис. 2.2 [92, 139], на котором использованы те же обозначения элементов, что и на рис. 2.1, а также КИ — конденсирующий инжектор. В отличие от условной диаграммы циклов ПТУ, приведенной в [92], на диаграмме рис. 2.2 в соответствии со схемой рабочих процессов конденсирующего инжектора [48 ] изображены отдельные составляющие процесса адиабатного торможения потока. В конденсирующем инжекторе конденсация пара осуществляется на струе жидкости, предварительно охлажденной ниже температуры конденсации 77. Для охлаждения этой жидкости в ПТУ одновременно с энергетическим должен быть дополнительный холодильный контур, состоящий из холодильника, циркуляционного

насоса и конденсирующего инжектора. Два последних элемента являются общими для обоих контуров.

В энергетическом контуре последовательно реализуются следующие про-ПГ цессы: /—2 — расширение пара в первой ступени турбины; 2—3 — охлаждение перегретого пара в первом регенераторе; 3—4 — расширение пара во второй ступени турбины; 4—5 — охлаждение перегретого пара во втором регенераторе; 5—6 — расширение в паровом сопле конденсирующего инжектора; 6 — 7— 8 — охлаждение и конденсация паровой фазы; 8—9 — адиабатное торможение парожидкостного потока; 9—10 — смешение капельной среды энергетического контура с аналогичной средой холодильного контура. Три последние процесса реализуются при движении потока вдоль камеры смешения конденсирующего инжектора. Далее происходят процессы: 10—11' — торможение жидкости в диффузоре конденсирующего инжектора; 11'—11 — повышение давления потока в механическом насосе; //—/2 и /2—13 — нагрев жидкости в регенераторах; 13—1 — нагрев и испарение жидкости в парогенераторе.

В холодильном контуре реализуются следующие процессы: //—14 — охлаждение жидкости в холодильнике; 14—15 — разгон ее в жидкостном сопле конденсирующего инжектора; 15—16 — нагрев жидкости; 16—17 — ее адиабатное торможение; 17—10 — смешение с капельной средой энергетического контура. Три последних процесса осуществляются в камере смешения конденсирующего инжектора. Замыкающие обратный цикл процессы 10—11' и //'—// являются общими для обоих циклов и объяснены выше.

В конденсирующем инжекторе повышение давления потока осуществляется в результате его последовательного торможения в скачке конденсации, располагающемся в горловине диффузора, и в самом диффузоре. При этом скачки конденсации оказываются практически изотермными [102], что дает основание принять температуры точек 8, 9, 10, 11, 17 и 16 одинаковыми. Процессы 11'~Ц и 14—15 также являются изотермными. Поэтому в^ действительности обратный цикл 11—14—15—16—17—10—И'—-И вырождается в линию — изобару подвода и отвода теплоты. При этом важно отметить, что первый из этих процессов протекает при давлении конденсации прямого цикла р7, а второй — при максимальном давлении этого цикла рп. В настоящее время известна ПТУ, содержащая как конденсирующий инжектор, так и поверхностный конденсатор [12]. Термодинамические циклы и структурно-поточная схема этой установки приведены на рис. 2.3. В этой ПТУ в отличие от предыдущей после первого регенератора поток рабочего тела раздваивается. Одна его часть расширяется в паровом сопле конденсирующего инжектора (процесс 3—4), а другая — в ступени низкого давления турбины (процесс 3—9). После турбины эта часть потока охлаждается во втором регенераторе (процесс 9—Ю), конденсируется и охлаждается в поверхностном конденсаторе-холодильнике (процесс 10—11—12) и поступает на вход жидкостного сопла конденсирующего инжектора. Остальные процессы ПТУ аналогичны ранее рассмотренным.

В разработанных и прошедших стендовые испытания ПТУ [116, 132] конденсирующие инжекторы использовались лишь для конденсации рабочего тела энергетического контура и незначительного повышения давления конденсата до уровня, обеспечивающего безкавитационную работу циркуляционного насоса. Применять их для повышения давления рабочего тела вплоть до максимального давления прямого цикла считалось энергетически невыгодным, а потому на паровом сопле конденсирующего инжектора срабатывался минимально требуемый перепад энтальпий, определяемый условием обеспечения сверхзвукового течения на срезе парового сопла с тем, чтобы существенно не уменьшать разность энтальпий на турбине. Можно предположить, что такое распределение перепада энтальпий между турбиной и конденсирующим инжектором назначалось из-за высоких эксергетических потерь, присущих последнему, и в результате применения принятого в энтропийном методе анализа циклов принципа равноценности эксергетических потерь в элементах энергоустановок. Следствием этого является основной недостаток рассматриваемых ПТУ, состоящий в сокращении полезной мощности турбогенератора, часть которой используется для привода циркуляционного насоса, так как на вход насоса при невысоком давлении поступает суммарный расход рабочего тела обоих контуров ПТУ.

Нужно, однако, учитывать, что для повышения давления потока в механическом насосе ПТУ расходуется эксергия турбогенератора, получаемая в результате совершения всего цикла преобразования тепловой энергии со всеми присущими ему потерями, в то время как повышение давления рабочего тела в конденсирующем инжекторе происходит за счет тепловой энергии, отводимой в прямом цикле. Поэтому использование конденсирующего инжектора в качестве термонасоса даже при некотором уменьшении перепада энтальпий, срабатываемого на турбине, может оказаться энергетически более выгодным. Следовательно, известные массогабаритные и энергетические характеристики ПТУ первой схемы могут не соответствовать максимально достижимым, однако этот вопрос требует специального исследования.

В соответствии с общими принципами системного подхода [86] сравнительная оценка различных вариантов ПТУ должна производиться по результатам их технико-энергетической оптимизации по единым критериям качества и в идентичных внешних условиях. Корректная постановка задач технико-энергетической оптимизации требует предварительного термодинамического анализа для определения основных факторов, влияющих на энергетические и массогабаритные характеристики установок. Для проведения термодинамического анализа ПТУ необходимо знание напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора: зависимостей давления потока на выходе ри- и отношения расхода жидкости через пассивное сопло конденсирующего инжектора к расходу пара через активное сопло и от термодинамических параметров этих потоков. Отметим, что величина и для первого варианта ПТУ характеризует кратность циркуляции D, которая представляет собой отношение расхода рабочего тела по контуру холодильного цикла к расходу рабочего тела по контуру энергетического цикла. Напорно-расходные характеристики конденсирующего инжектора на уровне термодинамического анализа могут быть рассчитаны по методике Э. К. Кара-сеза [84]. Применение этой методики для определения напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора, функционирующего в составе ПТУ, имеет ряд особенностей, которые следует рассмотреть более подробно.

2.3. Термо- и газодинамический расчет напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора

Рис. 2.4. Конденсирующий инжектор ПТУ: а — схема конденсирующего инжектора; б — диаграмма рабочих процессов

Термодинамические циклы и структурно-поточная схема ПТУ с конденсирующим инжектором представлены на рис. 2.2 [92, 139], на котором использованы те же обозначения элементов, что и на рис. 2.1, а также КИ — конденсирующий инжектор. В отличие от условной диаграммы циклов ПТУ, приведенной в [92], на диаграмме рис. 2.2 в соответствии со схемой рабочих процессов конденсирующего инжектора [48 ] изображены отдельные составляющие процесса адиабатного торможения потока. В конденсирующем инжекторе конденсация пара осуществляется на струе жидкости, предварительно охлажденной ниже температуры конденсации 77. Для охлаждения этой жидкости в ПТУ одновременно с энергетическим должен быть дополнительный холодильный контур, состоящий из холодильника, циркуляционного

В конденсирующем инжекторе повышение давления потока осуществляется в результате его последовательного торможения в скачке конденсации, располагающемся в горловине диффузора, и в самом диффузоре. При этом скачки конденсации оказываются практически изотермными [102], что дает основание принять температуры точек 8, 9, 10, 11, 17 и 16 одинаковыми. Процессы 11'~Ц и 14—15 также являются изотермными. Поэтому в^ действительности обратный цикл 11—14—15—16—17—10—И'—-И вырождается в линию — изобару подвода и отвода теплоты. При этом важно отметить, что первый из этих процессов протекает при давлении конденсации прямого цикла р7, а второй — при максимальном давлении этого цикла рп. В настоящее время известна ПТУ, содержащая как конденсирующий инжектор, так и поверхностный конденсатор [12]. Термодинамические циклы и структурно-поточная схема этой установки приведены на рис. 2.3. В этой ПТУ в отличие от предыдущей после первого регенератора поток рабочего тела раздваивается. Одна его часть расширяется в паровом сопле конденсирующего инжектора (процесс 3—4), а другая — в ступени низкого давления турбины (процесс 3—9). После турбины эта часть потока охлаждается во втором регенераторе (процесс 9—Ю), конденсируется и охлаждается в поверхностном конденсаторе-холодильнике (процесс 10—11—12) и поступает на вход жидкостного сопла конденсирующего инжектора. Остальные процессы ПТУ аналогичны ранее рассмотренным.

Нужно, однако, учитывать, что для повышения давления потока в механическом насосе ПТУ расходуется эксергия турбогенератора, получаемая в результате совершения всего цикла преобразования тепловой энергии со всеми присущими ему потерями, в то время как повышение давления рабочего тела в конденсирующем инжекторе происходит за счет тепловой энергии, отводимой в прямом цикле. Поэтому использование конденсирующего инжектора в качестве термонасоса даже при некотором уменьшении перепада энтальпий, срабатываемого на турбине, может оказаться энергетически более выгодным. Следовательно, известные массогабаритные и энергетические характеристики ПТУ первой схемы могут не соответствовать максимально достижимым, однако этот вопрос требует специального исследования.

Повышение энергетической эффективности ПТУ за счет снижения затрат мощности турбогенератора на привод циркуляционного насоса при неизменных значениях термодинамических и расходных параметров активного (парового) и пассивного (жидкостного) потоков рабочего тела на входе в конденсирующий инжектор, а также давлении конденсации в прямом цикле р, требуют, чтобы организация рабочего процесса в конденсирующем инжекторе обеспечивала максимально возможное повышение да-

В [481 показано, что максимально возможное повышение давления в конденсирующем инжекторе реализуется, если точка смешения 10 располагается в области однофазного жидкого состояния. Последнее условие всегда выполняется, когда процесс адиабатного торможения завершается на пограничной кривой жидкости, что при заданных параметрах р7> р5 и Ть может быть реализовано при

В [102] показано, что для реализации устойчивого рабочего процесса в конденсирующем инжекторе кратность циркуляции должна обеспечивать полную конденсацию рабочего тела, цирку-

На рис. 2.5 и 2.6 представлены графики зависимостей напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора от 7\4 и рь. Из них видно, что с ростом Т14 давление потока ри- на выходе из конденсирующего инжектора уменьшается вследствие резкого увеличения кратности циркуляции. Это обусловлено тем, что в конденсирующем инжекторе на единицу массового расхода парового потока приходится D единиц расхода жидкостного потока, а возрастание давления суммарного потока рабочего тела происходит, главным образом, за счет тепловой энергии первого из них.

В конденсирующем инжекторе энтальпия термодинамического рабочего тела (пара) при взаимодействии с охлаждающей жидкостью преобразуется в кинетическую энергию жидкостного потока, давление торможения которого может быть больше давления торможения любого из двух потоков, входящих в аппарат. По типу конструкции конденсирующие инжекторы могут быть разделены на два основных класса: с центральным подводом пара (рис. 7.1, а) и с центральным подводом жидкости (рис. 7.1, б). Кроме того, впрыск жидкости в паровой поток (рис. 7.1, в) и пара в жидкостной поток (рис. 7.1, г) может быть произведен ступенчато. В любой схеме используются паровое и жидкостное сопла, камера смешения, диффузор с горловиной. Основное преимущество схемы с центральным подводом пара заключается в возможности организовать процесс в паровом сопле с наибольшей эффективностью. Схема с центральным подводом жидкости при некотором снижении эффективности парового сопла позволяет иметь более высокую эффективность жидкостного сопла, лучше организовать процессы в камере смешения, снизить потери

В конденсирующих инжекторах используются сопла Лаваля. Расчетный режим работы такого сопла предусматривает равенство давлений на срезе сопла и в окружающей среде, куда происходит истечение. В конденсирующем инжекторе за срезом парового сопла продолжается дальнейшее расширение парового потока, обусловленное конденсацией пара на жидкости, т. е. паровое сопло конденсирующего инжектора работает в режиме недорасширения. Однако на выходных кромках сопла в месте встречи струй пара и жидкости возможно появление не только волн разрежения, но и скачка уплотнения или, по крайней мере, системы волн сжатия. В работе [2 ] указывается, что при определенных соотношениях кинетической энергии жидкостного и парового потоков в сечении встречи струй в сверхзвуковом потоке пара возникает скачок уплотнения. Тем не менее, в непосредственной близости от среза сопла наблюдается понижение давления пара до минимального значения в камере смешения pKmin. Оно зависит, прежде всего, от коэффициента инжекции и и температуры охлаждающей жидкости. Это объясняется изменением температуры межфазной поверхности, определяющей статическое давление насыщения. При уменьшении и и увеличении температуры охлаждающей жидкости величина рк mln увеличивается, а соответствующее сечение сдвигается вверх по потоку.

Рис. 7.9. График процесса смешения в конденсирующем инжекторе

Термодинамические циклы сопоставляемых схем ПТУ, используемые при построении математических моделей первого уровня, представлены на рис. 9.1 и 9.2. Эти циклы в основном идентичны циклам, приведенным на рис. 2.2 и 2.3 соответственно, за исключением того, что на последних показаны отдельные составляющие процесса торможения потока в конденсирующем инжекторе, а на рис. 9.1 и 9.2 этот процесс изображен адиабатой