Разработка и обоснование параметров СВЧ-установки для термообработки отбракованных куриных яиц

Энергетическая эффективность теплового оборудования, используемого для кулинарной обработки пищевого сырья, в значительной степени определяется металлоемкостью и энергоемкостью реализуемых процессов [6]. Материалоемкость рубашечных аппаратов высока, так как они работают при повышенном давлении. На разогрев и при изменении температурного режима затрачивается дополнительная энергия и повышаются затраты на процесс. Снижение металлоемкости – наиболее радикальный способ повышения экономической эффективности.

В пищеперерабатывающих отраслях промышленности и на предприятиях общественного питания находят все большее применение теплообменники листоканального типа [1]. Однако их применение требует обоснованного и простого расчета размеров листоканальной панели: размеров паровых каналов и межканальных участков. Метод расчета паровых каналов и межканальных участков рассмотрен в статье [3].

Листоканальные теплообменники могут заменять собой некоторые типы теплообменных устройств, но особенно эффективно они используются в традиционных рубашечных аппаратах, так как позволяют создать изотермичное температурное поле на греющих поверхностях при ограничении температуры нагрева. Они характеризуются небольшой металлоемкостью. Работая даже при высоких давлениях, они сохраняют прочность и устойчивость к деформациям при малой толщине стенок.

Использование панельно-канальных теплообменников в качестве узла «варочный сосуд – рубашка» пищеварочных котлов позволяет увеличить его устойчивость к деформации и в 3–4 раза снизить металлоемкость. Однако в этом случае рубашечный объем делится на систему параллельных тупиковых каналов, что изменяет картину теплообмена и требует учета изменения коэффициента теплоотдачи при расчете необходимой площади поверхности теплообмена.

На кафедре ресторанного бизнеса РЭУ им. Г.В. Плеханова разработаны различные варианты технологических аппаратов с использованием конструкций рабочих камер панельноканального типа (пищеварочные котлы, жарочные камеры, тепловые стойки, проточные газовые водонагреватели и т. д.) [1].

Для расчета поверхности нагрева этих аппаратов исследованы особенности теплообмена в паровых каналах листоканальных панелей [2].

Исследование проводилось на модели парового канала с сечением 10 x 20 мм и длиной канала 500 мм. Эти размеры соответствуют размерам каналов в рубашках котлов. Боковые стенки модели канала были выполнены из термостойкого кварцевого стекла, что позволяло производить визуальную оценку общей картины теплообмена. Тепловая нагрузка снималась при помощи проточного водяного калориметра, расположенного с внешней стороны теплопередающей стенки парового канала. Температурное поле на этой стенке фиксировалось при помощи системы хромель-копелевых термопар, с диаметром термоэлектродов 0,5 мм. Горячие спаи термопар припаивались к поверхности стенки, электроды в зоне спая изолировались эпоксидной смолой, которая одновременно значительно уменьшала теплоотток по электродам и увеличивала достоверность показаний термодатчиков.

Экспериментальный стенд позволял производить определение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке при углах наклона канала к горизонту от 0 до 180°. Исследования производились при углах наклона ϕ = 0, 30, 60, 90, 135°. Давление пара в канале не превышало 160 кПа и составляло Р = 110, 120, 140 и 160 кПа. Тепловая нагрузка изменялась в пределах от q = 50·10³ до q = 140·10³ Вт/м², которая возрастала с увеличением угла наклона.

Характер движения конденсата при указанных тепловых нагрузках существенно отличается от плоского движения пленки и от снарядного режима парожидкостной эмульсии. Наиболее близка наблюдаемая картина теплообмена к барботажу пара через заполненный конденсатом канал. При скоростях пара, превышающих 2,5 м/с, начинается образование и унос конденсатных пробок, что приводит к пульсационному возврату части конденсата в канал. Теплообмен в канале протекает в циклическом пульсационном режиме.

Цикл пульсаций можно разделить на следующие основные стадии.

• 1.    Движущийся навстречу пару конденсат начинает захлестывать входное отверстие.

• 2.    Образование водяной пробки; отделение пузыря от потока пара. Конденсат при этом стекает навстречу всплывающему пузырю, обтекая его.

• 3.    Движение пробки – перемычки под действием разности давлений в паровом потоке и схлопывающемся конденсирующемся отдельном паровом пузыре.

• 4.    Динамичный процесс уменьшения объема отдельного парового пузыря в результате его конденсации, характеризующийся проникновением пузыря в застойную зону переохлажденного конденсата.

• 5.    Полное исчезновение (схлопывание) парового пузыря, сопровождающееся ударом конденсатной пробки о массу заполняющего конец канала конденсата.

• 6.    Медленное продвижение следующего (еще не отделившегося) парового пузыря в зону конденсата при обтекании конденсатом его верхней и средней части.

При таком движении участвует значительное количество застойного конденсата, масса которого в 100–300 раз превышает массу конденсата, образовавшегося за цикл.

Скорость стекания конденсата пропорциональна геометрическому напору и в итоге углу наклона канала. Эксперимент показал, что средняя длительность цикла Т ц (с) в зависимости от угла наклона ф (град) с достаточной степенью точности выражается соотношением:

Т_ц = 8,02 10 - 5 (90 - ф )² + 0,35, с.

Длина активно работающего участка канала составляет от 60 до 80% от его общей длины и зависит от угла наклона. Влияние угла наклона канала на теплоотдачу на участке от начала канала до зоны пиковой теплоотдачи – l пик по результатам обработки экспериментальных данных может быть выражено соотношением:

a / а ф = 1,2 - [0,014 - 0,018( l / l _пш() ] ф , где а - локальное значение коэффициента теплоотдачи, Вт/(м² К); а ср - среднее значение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке по всей длине активной зоны, Вт/(м² К); l – линейная координата канала, м; l пик – линейная координата канала, соответствующая максимальному коэффициенту теплоотдачи, м; ф - угол наклона канала, град.

Удельная тепловая нагрузка на теплопередающей поверхности парового канала в зависимости от температурного напора ( A t, К) и угла наклона ( ф , град.) с погрешностью не более 5% выражается соотношением:

q = 10⁴ At - (0,35 + 3,46 10 ^{- 3} ф ).     (1)

Средняя величина коэффициента теплоотдачи по всей зоне активной части парового канала определяется формулой:

а ср = 104/ (1-ь / q), где q – удельная тепловая нагрузка, определяемая соотношением (1); b – эмпирический коэффициент, обобщающий результаты наблюдений, изменяющийся как функция угла наклона канала:

b = 22,5 + 0,69 ф + 0,589 • 10 ^{- 2} ф ² - 0,0657 • 10 ^{- 3} ф ³ -

• - 0,00225 •Ю^{- 4} ф ⁴.

Полученные соотношения позволяют с достаточно высокой точностью (погрешностью не более 5%) вычислить коэффициент теплоотдачи от конденсирующихся паров к стенке парового канала листоканальной панели. В результате появляется возможность корректного расчета канальных участков листоканальных панелей рубашечных тепловых аппаратов, работающих на паровом обогреве.

Листоканальную панель изготавливают путем соединения контактной электросваркой двух гофрированных листов, имеющих штампованные участки – пятна контакта. Каналы представляют активную часть теплообменника, а межканальные участки выполняют функции теплового ребра.

В случае если листоканальная панель является стенкой рабочей камеры, ее внутренний лист нередко делают плоским. Гофрированный наружный лист, контактирующий с окружающей средой, теплоизолируют.

В качестве промежуточного теплоносителя для низкотемпературных листоканальных теплообменников ( t ≤ 120 °С) чаще всего используют водяной пар, для высокотемпературных ( t < 320 ⁰ С) - пары высокотемпературных органических двухфазных теплоносителей (ВОТ): дифенильной смеси, дитолилметана, дикумил-метана. Иногда в качестве греющей среды используют воду и минеральные масла.

Наличие межканальных участков (рисунок 1) уменьшает площадь теплопередающей поверхности панели как теплообменника, и степень этого уменьшения требует специальной оценки. Для этих целей введем понятие коэффициента межканального участка (Ψ), который можно определить из следующего уравнения:

• * = Q t (2)

Qa где Q - тепловой поток от поверхности теплового ребра, Вт; Qa - тепловой поток от поверхности парового канала эквивалентных размеров, Вт.

Рисунок 1. Схема к расчету межканального участка панели

Figure 1. Scheme to the calculation of the interchannel section of the panel

С помощью коэффициента эффективности можно вычислить

m =

F = F k +*• Fp ,

где F к и F р – площадь соответственно каналов и межканальных участков. Для определения коэффициента Ψ рассмотрим соотношение (2). Тепловой поток от парового канала к нагреваемой среде, как известно, вычисляется по уравнению теплоотдачи:

где δ – толщина панели в зоне межканального участка, м; L – поперечная длина межканального участка, м; П – часть периметра сечения ребра, участвующая в теплообмене, м.

Для случая одностороннего теплоотвода параметр ребра равен:

Q = a-F   — t

2-а         к \ ст срр p

где α – коэффициент теплоотдачи от стенки канала к нагреваемой среде, Вт/м²·К; t cт , t cp – температура соответственно стенки парового канала и нагреваемой среды, °С.

На основании данных базовых соотношений, используя математическое моделирование процесса нагрева, базирующееся на компьютерном моделировании процессов в малых объемах [4], точно определяется оптимальное соотношение поверхностей каналов и межканальных участков. Однако этот метод очень громоздкий, длительный и требует специального математического обеспечения. Его следует заменить на более простой, но незначительно уступающий по точности инженерный метод.

Тепловой поток на межканальном участке b (рисунок 1) складывается из двух направленных на встречу друг-другу тепловых потоков, определяемых условиями передачи теплоты двух симметричных соприкасающихся тепловых ребер длиной l . Каждое ребро в основании имеет температуру, близкую к температуре пара в канале, а тепловые потоки по ребру направлены навстречу друг другу. Такая задача соответствует условиям работы теплового ребра прямоугольного профиля постоянного сечения без теплоотвода на торце и при одностороннем отводе теплоты, для которых справедливо соотношение:

a • L m = J-------

V X ( L • 5 )

Подставив выражения (3) и (4) мулу (2), получим:

T = ^•(bL

—

t_c ) • m • 5 • L • th ( m • l )

-

- а •l • L • (tст — tср )

После сокращений уравнение иметь следующий вид:

X- 5       [ th ( m • l ) ]

y = m • а         I

—

в фор-

будет

^Q X = ⁽ t ст - t ср ) • ^X m • f • th ( m • ^l )>          ⁽⁴⁾

где ( t ст – t ср ) – температурный напор в основании ребра, °С; λ – коэффициент теплопроводности материала листоканальной панели, Вт / м·К; l – длина теплового ребра, равная половине b – ширины межканального участка, м; f – площадь сечения теплового ребра, м²; m – параметр ребра, м^-1.

Последние два показателя определяли по следующим формулам:

f = 5 • L ,

С учетом формулы (6) получим итоговое выражение для коэффициента эффективности межканального участка:

₌ th ^{( m} • ^l ) m • l

При помощи данного соотношения можно определить общую площадь теплопередающей поверхности листоканальной панели, использованной в аппарате [по формуле (5)]. Кроме того, оно позволяет, предварительно задавшись необходимой величиной коэффициента Ψ, вычислить соответствующую длину теплового ребра, а следовательно, и ширину межканального участка (δ = 2 l ).

Коэффициент теплопередачи от панели к нагреваемой среде (вид материала панели и толщина ее листов определяются требованиями технологии, прочности и устойчивости конструкции), определяющий коэффициент эффективности, определяет и ширину межканального участка панели, предназначенной для нагрева той или иной среды.

С использованием этого метода нами вычислены значения ширины межканальных участков для листоканальных панелей, выполненных из хромистой нержавеющей стали (2 x 13 или 3 x 13) толщиной от 1 до 4 мм, предназначенных для нагрева воды и водных растворов до 100 °С и воздуха до 300 °С. В таблице 1 приведены результаты расчета для принятого значения коэффициента Ψ = 0,3; 0,5.

Таблица 1.

Ширина межканальных участков в зависимости от коэффициента эффективности Ψ

Table 1.

Plots inter-channel width depending on the efficiency factor Ψ
Толщина панели на межканальном участке (δ, мм) Panel thickness for co-channel plot (δ, mm)	Нагрев воды до 100 °C Water heating up to 100 °C			Нагрев воздуха до 300 °C The heating of the air to 300 °C
	Ψ = 0,3	Ψ = 0,5	Ψ = 0,73	Ψ = 0,3	Ψ = 0,5	Ψ = 0,7
1	24	14	8	138	86	50
2	32	16	12	186	126	80
3	36	24	14	210	150	96
4	48	34	28	230	170	106

Таким образом, предложенный коэффициент эффективности межканальных участков и полученное соотношение для его вычисления позволяют определить эффективную поверхность теплообмена для листоканальных панелей