Математическая модель водоиспарительного охлаждения с орошаемыми поверхностями

10. Валерий Чулков, Интерполирующие устройства синхронизации и преобразователи информации, ФИЗМАТЛИТ, 2010.

11. Гольденберг Л. М. Импульсные и цифровые устройства. Учебник для ВУЗов. Часть 1, 2003.

12. Евсеенко Г. Н. Цифровые системы передачи, Горячая Линия - Телеком, 2012.

13. Казаков Ю. К. Цифровые системы передачи. Принципы построения и описание, 2012.

14. Дмитрий Мельников, Системы и сети передачи данных. Учебник, РадиоСофт, 2015.

15. Сергей Шангин, Окончательная синхронизация, Издательские решения, 2015.

16. Шахтарин Б. И., Воздействие помех на системы синхронизации, Горячая Линия-Телеком, 2016.

17. Илья Блехман, Синхронизация в природе и технике, Ленанд, 2015.

18. Вадим Анищенко, Владимир Астахов, Синхронизация регулярных, хаотических и стохастических колебаний, Регулярная и хаотическая динамика, 2008.

19. Владимир Крухмалев, Владимир Гордиен-ко, Цифровые системы передачи, Горячая Линия -Телеком, 2012.

20. Сергей Рихтер, Кодирование и передача речи в цифровых системах подвижной радиосвязи, Горячая Линия - Телеком, 2011.

05.13.18

УДК 636

МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ВОДОИСПАРИТЕЛЬНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ С ОРОШАЕМЫМИ ПОВЕРХНОСТЯМИ

© 2016

Игнаткин Иван Юрьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры МТ-13

Московский государственный технический университет им. Н. Э. Баумана, Москва

Аннотация. В данной статье приведено описание математической модели для численного определения параметров влажного воздуха, охлажденного с применением аппаратов водоиспарительного типа с орошаемыми поверхностями. Описан процесс водоиспарительного охлаждения в аппаратах с орошаемыми поверхностями, представлено графическое изображение процесса в координатах 1-х (температура - время) и на диаграмме (энтальпия-влагосодержание) состояния влажного воздуха Л. К. Рамзина, представлены геометрические характеристики наиболее часто используемых в современном водоиспарительном охлаждении орошаемых слоев (кассеты из гофрированной целлюлозы), отмечено влияние физических свойств материалов, в частности смачиваемости, на эффективность водоиспарительного охлаждения в орошаемых слоях. Полученная модель позволяет определить температуру и относительную влажность воздуха на выходе из водоиспарительного охладителя, определить полное гидравлическое сопротивление системы при заданной производительности и геометрических характеристиках системы; найти максимальный часовой, секундный расход воды, необходимый для водоиспарительного охлаждения для конкретной системы в заданных климатических условиях; определить расчетное годовое потребление воды, необходимое для обеспечения водоиспарительного охлаждения в заданном режиме. Зная требуемый воздухообмен и задавшись параметром полного гидравлического сопротивления или отсутствия отрыва капельной влаги с орошаемых поверхностей (обусловлено сочетанием скорости и толщины орошаемых кассет), модель позволяет определить необходимую площадь пропускного сечения в охладителях, а следовательно, требуемое количество оборудования. Полученная модель обладает большой практической ценностью, предоставляет данные для проведения технико-экономической оценки системы и решения задачи оптимизации ее производительности. В статье представлены данные экспериментальной оценки адекватности модели, сходимость экспериментальных данных с полученными в модели высока, отклонения не превышают 3 %. В случае использования орошаемых слоев, выполненных из гидрофобных материалов, в модель требуется вводить поправочный коэффициент, учитывающий физические свойства используемого материала.

Ключевые слова: вентиляция, водоиспарительное охлаждение, кассеты водоиспарительного охлаждения, математическая модель, микроклимат, орошаемые слои, охлаждение, система вентиляции, система микроклимата, температура мокрого термометра.

MATHEMATICAL MODEL COOLING WATER EVAPORATION WITH THE IRRIGATED SURFACES

© 2016

Ignatkin Ivan Yurievich, ph.d associate professor of department mt-13

Bauman Moscow State Technical University, Moscow

Annotation This article describes a mathematical model for the numerical determination of the parameters of moist air cooled with the use of devices such as vodoisparitelnogo wetted surfaces. The process of vodoisparitelnogo cooling in devices with irrigated surfaces, is a graphical representation of the process in the coordinates t-T (temperature - time) and on the graph i-d (enthalpy-water content) of moist air state LK Ramzin presented geometrical characteristics of the most commonly used in modern irrigated vodoisparitelnom cooling layers (tapes of corrugated cellulose) effect observed physical properties of materials, particularly wettability, the efficiency of irrigated cooling vodoisparitelnogo layers. The resulting model allows us to determine the temperature and the relative humidity of the air at the outlet of the cooler vodoisparitelnogo, determine the total flow resistance of the system at a given performance and the geometric characteristics of the system; find the maximum clock, second water flow necessary for cooling vodoisparitelnogo for a particular system in the given climatic conditions; determine the estimated annual consumption of water needed for cooling vodoisparitelnogo a given mode. Knowing the required ventilation, and set the parameters of full hydraulic resistance or lack of separation of condensed moisture from irrigated surfaces (due to a combination of speed and thickness of irrigated cassettes) model allows you to define the required cross-section area of the crossing in coolers, and therefore the required amount of equipment. The resulting model has great practical value provides the data for the feasibility study of the system and solving the problem of optimizing its performance. The article presents the experimental evaluation of the adequacy of the model, the convergence of the experimental data obtained in models of high deviation does not exceed 3 %. In the case of irrigated layers made of hydrophobic materials in the model need to enter a correction factor that takes into account the physical properties of the material used.

Keywords: ventilation, water evaporative cooling, evaporative cooling cassette, mathematical model, climate, irrigated layers, cooling, ventilation, climate system, wet-bulb temperature.

Задача отвода избытков теплоты в системах микроклимата широко распространена. Основными способами ее решения являются локальное повышение коэффициента теплоотдачи, применение систем охлаждения, которые наиболее часто представлены парокомпресси-онными и водоиспарительными системами. Наиболее эффективным с энергетической точки зрения являются системы водоиспарительного охлаждения [1, С. 22-25; 2, с. 10; 3, С. 3-9; 4, с. 148; 5, с. 16; 6, с. 124-127; 7, С. 149-154].

Процесс испарения воды осуществляется за счет поглощения теплоты парообразования, таким образом затраты энергии направлены на обеспечение требуемого воздухообмена, подвод воды в зону испарения. Решения задачи испарения воды в таких системах можно разделить на две группы: форсуночные системы (низкого и высокого давления) и системы с орошаемыми слоями [1, с. 22-25; 4 с. 148; 7, с. 149-154].

Последние позволяют добиться высокой эффективности тепло- и влагообмена при сравнительно малых коэффициентах орошения и низком давлении воды, компактности увлажнительных камер, дополнительной очистке воздуха от механических загрязнений во время про-

хода через орошаемый слой, сравнительно низком аэродинамическом сопротивлении [8, с. 30; 9, с. 18, 10, с. 94].

Водоиспарительное охлаждение получило широкое распространение в системах микроклимата различных предприятий, при этом система в значительной степени зависит от параметров наружного воздуха и для оценки эффективности использования водоиспаритель-ного охлаждения в различных климатических зонах на этапе проектирования систем микроклимата, не всегда достаточно кратких технических характеристик оборудования. В этой связи целесообразно создать расчетную модель, позволяющую связать геометрические параметры охладителя, его производительность, полное гидравлическое сопротивление системы и параметры воздуха на выходе и выходе из охладителя.

Исходные данные для моделирования тепломас-собменного процесса, происходящего в водоиспаритель-ном охладителе, представляют собой совокупность геометрических параметров системы, физические свойства системы и обрабатываемой среды.

Процесс водоиспарительного охлаждения в системах с орошаемыми слоями может быть представлен в виде конвективного теплообмена потока воздуха с пластинами охладителя и одновременным испарением воды

с поверхности пластин за счет поглощённой теплоты парообразования.

Для численного решения задач теплообмена широко используется метод конечных разностей. В установившемся режиме система характеризуется температурой поверхности пластин охладителя, численно равной температуре мокрого термометра; температурой приточного воздуха и его относительной влажностью. Температура приточного воздуха по мере теплообмена будет охлаждаться стремясь достичь температуры влажного термометра, при этом теплосодержание будет оставаться неизменным [11 с. 84].

Ограничивающими факторами будут являться продолжительность процесса (экспозиция), заданная относительная влажность воздуха на выходе из охладителя и относительная влажность приточного воздуха, которая позволит определить физический потенциал охлаждения. Для практических расчетов эти условия можно считать условно стационарными. Относительная влажность воздуха в пограничном слое, непосредственно на поверхности пластин, будет равна 100 %. Температура теп-лообменной стенки охладителя постоянна и равна температуре мокрого термометра для рассматриваемых условий (рис. 1).

(°С

Температура приточного воздуха

Температура стенки охладителя ———к

У

Рисунок 1 - Процесс водоиспарительного охлаждения воздуха в координатах 1-т

Приняв вышеописанные допущения и исходные данные, можно решить поставленную задачу.

Процесс тепломассообмена характеризуется равенством отведенной теплоты от приточного воздуха и теплоты парообразования, истраченной на испарение влаги с поверхности кассет. Интенсивность охлаждения (теплоотдача) приточного воздуха определяется на основе уравнения Ньютона, которое утверждает, что тепловой поток по всей теплообменной поверхности пропорционален температурному напору и среднему для всей поверхности коэффициенту теплоотдачи а [12, с. 148],

где сс - средний по поверхности теплообмена коэффи-Ит

циент теплоотдачи, Т^Т;

- площадь поверхности теплообмена, м2;

:. - температура наружного воздуха, °С;

- температура поверхности теплообмена, °С.

Коэффициент теплоотдачи а характеризует интенсивность теплообмена между теплообменной поверхностью и потоком обтекающего его флюида и представляет собой количество теплоты, передаваемой через единичную поверхность теплообмена в единице времени при разности температур в 1 °С. Это параметр зависит от физических свойств флюида, характера процесса теплоотдачи, геометрических параметров поверхности теплообмена, скорости и условий движения потока теплоносителя и других факторов [11, с.13; 12, с. 148].

В инженерных расчетах для его определения удобно пользоваться критериальным расчетом, таким образом на основании критериев подобия можно с высокой точностью определить коэффициент теплоотдачи.

где Ни - критерий Нуссельта, характеризует соотношение интенсивности теплообмена за счет конвекции и теплопроводности;

- гидравлический диаметр трубки, м.

В системах с орошаемыми слоями наиболее распространено применение кассет, изготовленных из гофрированной листовой целлюлозы. Воздушные каналы в таких кассетах представляют собой трубки условно треугольного сечения. Каналы пластин наклонены от линии направления воздушного потока (условно горизонталь) на угол 15-45° (зависит от производителя). У последовательно расположенных пластин направление угла чередуется, как показано на рисунке 2.

Рисунок 2 - Кассета из гофрированной листовой

целлюлозы фирмы Munters: 1 - нечетный слой, трубки направлены вверх под углом 45 °; 2 - четный слой, трубки направлены вниз под углом 15 °.

Гидравлический диаметр трубки треугольного сечения определен по следующей формуле:

где Ъ - ширина основания трубки треугольного сечения, м;

Ь - высота трубки треугольного сечения, м.

¿т

Критерий Нуссельта (Ми = [{Рт\ Ре-, —)) определяется по следующей формуле [11, с. 195; 14, с. 38-39]:

где Ре - значение критерия Рейнольдса для потока воздуха в охладителе;

„г " - среднее значение критерия Прандтля для потока воздуха в охладителе.

".- - критерий Прандтля для пограничного слоя.

у-И.

Ре = —

V

ь Пр

где - средняя кинематическая вязкость приточного воздуха, определяется при средней температуре воздуха в аппарате Ьср =

Критерий Прандтля для пограничного слоя вычисляется по следующей формуле:

'Шр

Рг =

(Гц-7-10 — +0,0237

где см - удельная массовая теплоемкость воздуха,:

Ли

Для опредения среднего значения критерий Прандтля для потока воздуха в охладителе необходимо использовать среднее значение кинематической вязкости. Динамическая вязкость воздуха в пограничном

слое

где V,- - кинематическая вязкость воздуха в пограничном слое, м2/с;

рс - плотность воздуха в пограничном слое, кг/м3.

Температура воздуха в пограничном слое асимптотически приближается к температуре стенки и численно может быть принята равной температуре мокрого термометра. В таком случае кинематическая вязкость воздуха в пограничном слое может быть найдена по следующей формуле:

324 - 1,5  1М

v* =

10s

-Р + 16,81 +

+0,048  tM  КГ6  287

где Р - атмосферное давление, Па;

t^+273

Плотность воздуха в значительной степени зависит от его температуры и давления. В расчетах принимается атмосферное давление, так как рабочий перепад давлений в охладителе составляет порядка 10-30 Па, что составляет 0,01-0,03 % в расчете используются аппрок-симационные зависимости меньшей точности, учет дифференциального давления такого порядка был бы усложнением расчетов в погоне за мнимой точностью. Плотность воздуха пограничного слоя, соответственно, равна:

Рс =

R

где Р - газовая постоянная (287),

Гаврикиным В. П. и Курановым Е. А. в результате анализа справочных данных [13] получена формула для определения температуры мокрого термометра [4, с. 149]. Полученные в результате расчета формулы результаты отклоняются от табличных данных в пределах 0,6 %, чего вполне достаточно для проведения инженерных расчетов.

-7,14+D,fi51-J

1 + 97-10 —a-f—3,12 - ИГ^-J3

где 1 - энтальпия (теплосодержание) воздуха, -777.

КЗ'А

Процесс водоиспарительного охлаждения проходит с неизменным теплосодержанием, учитывая, что энтальпия [15, с. 68] влажного воздуха зависит от температуры и влагосодержания и, принимая во внимание наличие всех исходных данных для наружного воздуха, удобно будет определить именно его теплосодержание. Расчет следует вести по нижепредставленной формуле [16]:

(г + с„  tH~)dH

1 = с.

t„ +

1000

- температура мокрого термометра, °С.

где - удельная массовая теплоемкость сухого воздуха (1,006),

КЙ 'хл.

С другой стороны, в установившемся процессе тепловой поток можно определить, как теплоту парообразования испаренной в охладителе влаги, что выражено в

нижеследующей формуле [16]:

где И7 - производительность охладителя, м7ч;

- средняя плотность охлаждаемого воздуха,

кг/м3;

- влагосодержание воздуха на выходе из охладителя, г/кг с. в.;

- влагосодержание наружного воздуха, г/кг с.

в.;

- удельная массовая теплоемкость сухого пара

(1,8068),

- удельная теплота парообразования воды при 0 °С равна 2501——.

3600 - количество секунд в часу; ^.!': - количество миллиметров в метре. Влагосодержание наружного воздуха определяется по следующей формуле [16]:

= 0,77

<РЯ ВБИ-ДЭ^

100

где <рн - относительная влажность наружного воздуха,

%;

г - основание натурального логарифма (2,17); - температура наружного воздуха, °С.

По аналогичной формуле определяется влагосо-держание воздуха на выходе из охладителя.

Процесс водоиспарительного охлаждения изоэн-тальпийный и На ¡-ё диаграмме Л.К. Рамзина выглядит отрезком, соединяющим точки 1 и 2, характеризующие состояние влажного воздуха до (1) и после (2) охладителя (рис. 2). Очевидно, что водоиспарительное охлаждение возможно только при соблюдении условия: < ¿¡2-

Рисунок 2 - Процесс водоиспарительного охлаждения на ьё диаграмме

Средняя скорость потока воздуха в охладителе определяется по формуле:

IV

V =

где

\У

3600  5 - г -

производительность охладителя,

^ - площадь проема для увлажняемых кассет, м2; - площадь поперечного сечения одного канала (трубки), м2;

^ - количество каналов (трубок) в 1 м2 кассеты,

шт.

В процессе теплообмена снижается температура воздуха, пропорционально которой увеличивается плот-

ность. Средняя плотность охлаждаемого воздуха может быть определена по следующей формуле [16]:

Величина охлаждения приточного воздуха, пропорциональная теплоте, отведенной от приточного воздуха, при условии, что она не более Цисп (физического

потенциала системы, при известной разнице влагосо-держаний) и может быть найдена из нижеприведенной системы условий:

Определив температуру приточного воздуха и зная его влагосодержание, не сложно вычислить относительную влажность воздуха на выходе из охладителя:

где с1яр - влагосодержание воздуха на выходе из охладителя, г/кг с. в.

Гидравлическое сопротивление системы определяется суммой потерь по длине и в местных сопротивлениях и может быть найдено по формуле:

и

: = 1

Гидравлические потери по длине определяются по

формуле:

АР, = Л- Яе-°'167-

-V<

С05(_Р)  Вуф

где Я - коэффициент гидравлического сопротивления (0Д266);

- угол наклона трубки к горизонту, °; - - толщина кассеты (рис. 2), м. Сумма потерь в местных сопротивлениях представляет собой сумму потерь на входе и выходе из охлаждающих кассет.

Рн-У2

где '^-т.'Гйълг - коэффициенты местных сопротивлений на входе и выходе соответственно;

- плотность наружного воздуха, кг/м3.

Для повышения практической ценности модели целесообразно определить минимальнонеобходимый расход воды для осуществления водоиспарительного охлаждения с заданной производительностью в конкрет-

ных погодных условиях и годовое потребление воды на нужны водоиспарительного охлаждения.

Для этого необходимо определить удельный расход влаги на охлаждение одного килограмма воздуха для конкретных погодных условий, а сумма произведений требуемого воздухообмена, удельного расхода влаги на длительность конкретных погодных условий в году даст искомое значение годового потребления воды на водо-испарительное охлаждение. Из года в год погодные условия меняются, поэтому в проектных расчетах следует использовать климатические данные.

Максимальный часовой расход воды (м3/ч) на испарение определяется по формуле:

Qs. max ^mnï ' Р ' ^^max '

где Ad7nax - количество влаги, потребленное одним килограммом приточного воздуха в процессе охлаждения при максимальной расчетной наружной температуре, г/кг с. в.;

. .. . - воздухообмен при максимальной расчетной температуре, — ;

где Wi - воздухообмен требуемый при температуре

JH1

(определяется из тепловлажностного баланса), — ;

--': — - количество влаги, потребленное

одним килограммом приточного воздуха в процессе охлаждения, г/кг с. в.;

Т[ - продолжительность стояния температуры ч.

Искомые для расчета температуры (£;) и длительность их стояния (т-:) для конкретных городов можно получить в справочном пособии к СНиП 23-01-99* 2006 г., в территориальных строительных нормах (ТСН) или в справке из ближайшей к месту строительства метеостанции, последняя услуга обычно платная.

Для укрупненных расчетов значения относительной влажности можно получить линейной интерполяцией реперных точек, полученных из СП и ТСН, для более точных расчетов необходимо использование данных t-ф

таблиц или диаграмм, которые учитывают длительность стояния конкретных сочетаний температуры и относительной влажности для рассматриваемой климатической зоны, подобные данные можно найти в работах Кресли-ня А. Я. и других ученых [21].

Зная требуемый воздухообмен и задавшись параметром полного гидравлического сопротивления или условием отсутствия отрыва капельной влаги с орошаемых поверхностей (обусловлено сочетанием скорости воздушного потока и толщины орошаемых кассет), не сложно определить необходимую площадь пропускного сечения, а следовательно, требуемое количество оборудования.

Поставленная задача решена в программе MS Excel в диапазоне изменения относительной влажности от 20 до 100 % и температуры наружного воздуха от 20 до 50 °С, результаты расчетов представлены графически на рисунке 3.

Результат получился вполне предсказуемым, величина максимального охлаждения соответствует минимальной относительной влажности и максимальной температуре наружного воздуха, в противном случае величина охлаждения монотонно снижается. График построен в трехмерной системе координат, отражая зависимость вида At = fi t, <р~). Полученный график трехмерный и не представляет возможности одновременной визуализации температуры и относительной влажности воздуха на выходе из охладителя.

Достоверность модели оценивалась экспериментально, сравниванием расчетных результатов с опытными, полученными при использовании рекуператоров УТ-6000 в режиме водоиспарительного охлаждения приточного воздуха, более подробно это описано в статьях из списка литературы (17, 18, 19). При анализе сходимости результатов были отмечены расхождения с аналитическими данными. При малых значениях коэффициента орошения теплообменных пластин рекуператора регистрировались величины охлаждения приточного воздуха меньшие расчетных. Этот эффект обусловлен влиянием смачиваемости поверхности на эффективность водоис-парительного охлаждения, что подробно рассмотрено в работе Дохова М. П. [20, С. 28-29].

Относительная влажность, 9 о

Рисунок 3 - Величина охлаждения воздуха в аппарате в зависимости от параметров наружного воздуха

В пользу высказанного предположения говорит тот факт, что в орошаемых слоях, выполненных из гигроскопичной и хорошо смачиваемой целлюлозы, описанный выше эффект не наблюдался (при условии достаточного для реализации водоиспарительного охлаждения коэффициента орошения).

Выводы. Полученная модель позволяет численно определить параметры воздуха на выходе из водоиспа-рительного охладителя, определить полное гидравлическое сопротивление системы охлаждения при заданной производительности и геометрических характеристиках; вычислить максимальный часовой, секундный расход воды, необходимый для водоиспарительного охлаждения для конкретной системы в заданных климатических условиях; определить расчетное годовое потребление воды, необходимое для обеспечения водоиспарительного охлаждения в заданном режиме, что является необходимой информаций для проведения технико-экономической оценки системы и решения задачи оптимизации ее производительности. В рамках проведенных исследований сходимость экспериментальных данных с полученными аналитически высока, отклонения не превышают 3 %. В случае использования орошаемых слоев, выполненных из гидрофобных материалов, модель требует корректировки введением поправочного коэффициента, учитывающего физические свойства используемого материала, его определение является областью дальнейших исследований.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Ильин И. В., Путан А. А., Курячий М. Г., Иг-наткин И. Ю. Эффективные системы охлаждения для

животноводства // Техника и оборудование для села. 2015. № 1. С. 22-25.

2. Архипцев А. В., Игнаткин И. Ю., Курячий М. Г. Эффективная система вентиляции // Вестник НГИЭИ. 2013. № 8 (27). С. 10-15.

3. Архипцев А. В., Игнаткин И. Ю., Курячий М. Г. Эффективный охладитель новой конструкции для свиноводческих ферм // Вестник НГИЭИ. 2013. № 8 (27). С. 3-9.

4. Гаврилкин В. П. Куранов А. Е. Аналитическое определение параметров влажного воздуха // Вестник АГТУ. 2007. № 2. С. 148-151.

5. Игнаткин И. Ю. Курячий М. Г. Системы вентиляции и влияние параметров микроклимата на продуктивность свиней // Вестник НГИЭИ. 2012. № 10 (17). С. 16-34.

6. Легостин С. С., Игнаткин И. Ю. Водоиспари-тельный охладитель подвесной конструкции // Инновации в сельском хозяйстве. 2014. № 4 (9). С. 124-127.

7. Путан А. А., Курячий М. Г., Игнаткин И. Ю., Бондарев А. М., Архипцев А. В. Сравнение перспективных систем охлаждения для животноводства // Инновации в сельском хозяйстве. 2014. № 5 (10). С. 149-154.

8. Иванов Ю. Г., Понизовкин Д. А. Влияние параметров воздушной среды коровника на физиологические показатели животных // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2015. № 4 С. 18-21.

9. Иванов Ю. Г., Понизовкин Д. А. Система принудительной вентиляции коровника для теплого времени года / // Сельский механизатор. 2015. № 8. С. 26-27.

10. Баркалов Б. В., Карпис Е. Е. Кондиционирование воздуха в промышленных, общественных и жилых зданиях. М. : Стройиздат, 1971.

11. Юдаев Б. Н. Теплопередача: Учебник для вузов. 2-е изд., перераб. и доп. М. : Высш. школа, 1981. 319 с.

12. Рудобашта С. П. Теплотехника. М. : КолосС, 2010. 599 с.: ил. (Учебник и учеб. пособие для студентов высш. учеб. заведений).

13. Холодильная техника. Кондиционирование воздуха. Свойства веществ : Справ. / Под. ред. С. Н. Богданова. 4-е изд. перераб. и доп. СПб. : СПбГАХПТ. 1999.

14. Рац И. И. Конструкции, исследования и расчет пластинчатых теплообменных аппаратов. М. : ЦИНТИМАШ, 1962.

15. Мотэс Э. Микроклимат животноводческих помещений. Пер. с нем. И предисл. В.Н. Базонова. М., «Колос», 1976. 192 с. с ил.

16. ООО АгороПроектИнвест : [сайт]. URL: http://www.agroproj.ru/articles /engene2.html (дата обращения 01.04.2016).

17. Игнаткин И. Ю. Анализ эффективности применения рекуператоров теплоты УТ-6000С, УТ-3000 в системе микроклимата секции откорма на 300 голов свинокомплекса «Фирма Мортадель». // Вестник ВНИИМЖ. 2015. №1(17). С. 107-111.

18. Игнаткин И. Ю. Оценка эффективности рекуперации теплоты в свинарнике-откормочнике ООО «Фирма Мортадель» // Вестник Федерального государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования «Московский государственный агроинженерный университет имени В.П. Горячкина» 2016. № 1(71). С. 14-20.

19. Игнаткин И. Ю., Казанцев С. П. Система микроклимата в свиноводстве с применением охладителей новой конструкции // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2014. № 5. С. 18-20.

20. Дохов М. П. Влияние смачиваемости на испарение жидкостей с твердых поверхностей // Успехи современного естествознания. 2005. № 11. С. 28-29.

21. Креслинь А. Я. Автоматическое регулирование систем кондиционирования воздуха. М. : Стройиздат, 1972.

05.20.01

УДК 637.116-83

ВЛИЯНИЕ ФАКТОРОВ НА РИТМ РАБОТЫ КОНВЕЙЕРНОЙ ДОИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ

© 2016

Кирсанов Владимир Вячеславович, доктор технических наук, профессор, заведующий лабораторией,

Всероссийский научно-исследовательский институт электрификации сельского хозяйства,

Москва

Тареева Оксана Александровна, старший преподаватель кафедры «Технические и биологические системы» Андреев Василий Леонидович, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Техническое обслуживание, организация перевозок и управление на транспорте» Васильева Любовь Александровна, заведующая кафедрой «Охрана труда и безопасность жизнедеятельности»

Нижегородский государственный инженерно-экономический университет, Княгинино

Аннотация. Введение. Статья посвящена сравнительной оценке работы конвейерной доильной установки по существующему и адаптивному алгоритмам управления скоростью вращения доильной платформы, а также анализу влияния изученных факторов на ритм работы операторов машинного доения и доильного конвейера в целом.

О преимуществах доильного конвейера говорилось еще с момента появления первой доильной установки типа «карусель» на базе доильного кольцевого конвейера «Ротолактор», созданной в США в 1929 году [1].

Использование доильного зала позволило сократить путь перехода животного из доильного стада до доильного стойла, обеспечить операторов доения фиксированными рабочими местами с минимальными перемещениями и задавать непрерывный режим работы конвейера, а также темп работы операторов. Внедрение автоматизированных систем управления (АСУ) позволило варьировать скорость вращения платформы в соответствии с характеристиками доения конкретной группы коров. Конструкция доильного зала, где имеется один проход для выхода и один - для входа, обеспечила легкость в управлении потоком коров, к тому же наличие единственных выходных ворот значительно упростило процесс отделения животных в зону обработки.

Однако, несмотря на явные преимущества конвейерных доильных установок, спрос на них невелик. В настоящее время производители молока сталкиваются с достаточно противоречивой рекламной информацией, связанной прежде всего с таким важнейшим показателем, как пропускная способность доильной установки. Как показывает практика, действительная производительность доильного конвейера оказывается намного ниже заявленной паспортной, что обуславливается наличием в стаде тугодойных коров.