В. П. Исаченко, В.А. Осипова, А. С. Сукомел - Теплопередача (1013600), страница 98
Текст из файла (страница 98)
В основу теплового расчета положены те же !равнения, что и при расчете рекуператороп. Уравиение теплового баланса практически не отличается от уравнения для рекуператорав, а уравнение теплопередачи имеет вид: а=й (Д вЂ” гз), (19-46) где йа — коэффициент теплопередачи за период нагревания и охлаждения, Дж/(мэ.К ° период); г~ — средняя температура первичного теплоносителя эа период нагревания; га†средняя температура вторичного теплоносителя за период охлаждения; Я измеряется в Дж/(м* период).
Из уравнение (!9-46) следует, что и црохожденнв поверхности теплообиена все трудности расчета концентрируются на нычислеиии коэффициента тсплопередачп. Расчет коэффициента тепло пер сдачи. При расчете коэффициента теплопередачи будем следовать методике, изложенной а работе (Л. !98). Количество тепла, которое будет передаваться к единице поверхности е период нагревания насадки, Дж/(мэ период), яг= апв(г~ — уси). (19-47) где щ — суммарный коэффициент теплоотдачи за период нагревания; продолжительность периода нагревания; Г~ — средняя температура первичного теплоносителя в Лаииом сечении за период нагреванвя; уы — средняя температура поверхности в данном сечении зз период нагревания. Количество теплоты, которая будет передаваться к «холостому» (вторцчному] теплоносителю за период охлаждения, ()з- смм(ую-уз).
где аа — суммарный ковффнциент теплоотдачи аа период охлаждения: уж †средн температура поверхности в данном сечении эа период 4% охлаждения; гз — средняя температура вторичного теплоносителя за период охлажденнл; ш — продотжвтельность периода охлаждения.
При установившемся состоянии (пикличности) в отсутствие внешних потерь количества теплоты. передаваемой в период нагревания и отдаваемой вторичному теплоносителю в период охлаждения, должны быть одинаковымн. На этом основании можно написать: штю(гП вЂ” гм) =овгз(ую — гг). (19.49) Разность средних температур поверхности за период нагрева и охлаждениЯ ты †обозначим чеРеа Лсч Можно написать: (ы=-г„г — 51.. (19-50) Подставив последнее выражение в уравнение (19-49) и разрешив его относительно гс. получим: гчг, + егчг + гт„аТ (19-51) ' .;,+;, Приравняв выражения (19-45) и (19-47) н подставив в полученное равенство уе, из (19-5!), получим: да= (19-52) алесь й, измеряется в Лж!(мз.
К-период). Если принять, что прололжнтельность пернолов нагрева н охлаждения равна единице и предположить, что разность температур поверхностей Усг — гсз=Мг =О, то из уравнения (19-52) получим: (19-53» — +— ч, Полученное выражение аналогично !равнению коэффициента теплопередачи лля рекуператора. Поэтому в рассмотренном случае форм!лы для расчета средних за период температур и теплопередачн в ре. куператорах справедливы н для регенеративных теплообмеиников.
Если в уравнении (19-52) принять Ма=О, а продолжительности пе рнодов т, н тз яроизвольнымн, то получим выражение для коэффицн ента теплопередачи в так называемых «идеальных регеиераторахз: й (1 9.54) +— «т Идеальным называется такой регенератор, в котором средняя температура поверхности насадки в период нагрева и период охлаждения остается одинаковой Из уравнения (19-52) следует, что если известны коэффициенты теплоотдачи ш н оа (они могут быть вычислены по ранее приведенным формулам), то расчет регенератора сводится к вычислению средних температур поверхности насадки в период нагревания см н в период охлаждения гсъ Таким образом, в основу расчета коэффициента теплопередачи а любом регенераторе можно положить выражение (19-54) и о совершенстве регенераторз судить по отличию коэффициента теплопередачн от идеального.
Для практических расчетов можно рекомендовать след)ющую фор- мулу: (19-55) здесь (! 9-55) (19-57) й измеряется в дж((мт К-период]. фактор л/о в уравнении (19-55) указывает аа ухудшение, которое претерпевает идеальный коэффициент теплонсредачи вследствие подо. статочных теплопронодности и аккумулирующей саособпости насадки регенератора. Этим отношением будет характерпзолв ваться коэффициент палеева нога действия поверхности нагрева. Следовательно, вч 62 .г„= — (19-58) или т, = — . (19-59) в аа вв ег св дв дв двггвв чдйзв,в Рнг.
19-6. К внчнчлепню Фунннин н. 22 о 2,0 г.в св сч г,с л цг св гг св гв гл цвгг глав ал вв вг Рнс 39-7. К ьнчнеччнню бувкчнн н. 458 Величина и является только функцией комплексов 2агуг/сбр и (Ьбг+ +2)бг)/(гг — гз), а величина о — только функцией параметров йагт~/сбр п 71 В указанных бгаразмерпых параметрах: а, — козффшгиент теплоотдачи в период нагревания; тч — продолжительность периода нагревания: с †удельн теплоемкпсгь; б — толщина насадки; р— плотность насадки; ббт =ге — Рм — изменение тем- пературы вторичного теплоносителя на входе; ц — коэффициент использования насадки; Ьб~.=р~ — ! ~з — изменение температуры первичного теплоносителя на вхоле.
Талнм образом,можно записать; (19-66) (!9-61) Зависимости (19-60) и (19-61) представлены иа рис. 19-6 н 19.7 в виде семейства кривых. Таким образом, на основании изложенной методики по уравнениям (19-65), (19-56) н (1ГА57) можно вычислить коэффициент теплопередачи дая любого регенератора. Дальнейший расчет регенераторов производится по формулам, вы. ведеппым ранее для рекуператнвпых теплообменных аппаратов. Глчэ Зз ЛЧ ша ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТЕПЛООЕМЕН3%$Х АППАРАТОВ ха.!. 3АдАчи гидэОыезАничаснОТО зАсчнА \аплООвыаннык АппАРАтОВ Между теплопередачей п потерей Лавления существует тесная физическая и экономическая связь. Чем больше скорости теплоносителей, тем выше коэффициент теплопередачи и тем компактнее для заданной тепловой произнодительности теплообменник, а следовательно, меньше капитальные затраты.
11о при этом растет сопротивление потоку и возрастают эксплуатационные затраты. Прн проектировании теплообменных аппаратов необходимо решать совместно задачу теплообмена н гидравлического совротивления и найти наивыгоднейшие характеристики. Основной задачей гндромехапического расчета теплообмеппых аппаратов является определение величины потери давления тевлоноснтеля при прохождении его через аппарат. Так как теплообмен и гидравлическое сопротивление неизбежно связаны со скоростью дан>кения теплоносителей, то последняя должна выбираться з некоторых оптимальных пределах, опрепеаяемых, с одной стороны, стоимостью поверхности теплообмена аппарата лепной конструкции, а с др)той — стонмостыа затрачиваемой энергии прп эксплуатации аппарата. Гидравлическое сопротивление в теялообменных аппаратах определяется условиями движения теплоносителей н особенностями конструкции аппарата.
Гидравлическое сопротивление в теплообмепных аппаратах опрелеляется условиями движения теплоносителей и особенвостнми конструкции аппарата. Иэ сказанного следует, что данные гндромехапического расчета являются важным фактором в оценке рациональности конструкции теплообмеппых аппаратов. зо 459 зв.з.
Гмдзавпическое сопзопеюжние аяамвитов теплООБменнОГО АппАЕАГА Опыты указывают иа то, что даже в самых простых теплообиекных аппаратах структура потока теплоносителя очень сложна. В силу этого в подавляющем большинстве случаев гидравлическое сопротивление в теплообиенных аппаратах можно рассчитать только приближенно. В зависимости от природы возникновения движения гидравлические сопротивления движению теплоносителей различают как с оп р отнвления трения, которые обусловлены вязкоспю жидкости и проявляются лишь в местах безатрывного течения, и местные со противления.
Последние обусловливаются различнымн местными препятствиями движению потока (сужение и расширение канала, обтекание препятствия, повороты и др.), Сказанное справевлнво длн йзотермического потока, однако если движенне теплоноситетя происходит в Гслониях теплообмеиа и аппарат сообщается с окружающей средой, то будут возникать дополнительные сопротивления, связанные с у с к о р е и нем потока вследствие неизотермичности, н сопротивление самотягп.
Сопротивление самотяги нозникает вследствие того, что вынужденному движению нагретой жидкости иа нисходящих участках канала противодействует подаемная сила, направленная вверх. Таким образом, полный напор, необходимый при движении жидкости или газа через теплообменник, определится формулой Ьр=ХЬР т+ АЬР +уЬРГ+ВЬР, (20-1) где ВЬр,— сумма сопротивления трения иа всех участках поверхности теплоабмеиа (каналов, пучков труб, стенок и др,); ЕЬр„„. — сумма потерь напора в местных сопротивлениях; ХЛдт — сумма потерь напора, обусловленных ускорением потока; Хбрч — суммарная затрата напора на преодоление самотяги; Лр нэмеряется в паскалях.
Так как природа возникновения составляющих сопротивлений в формуле (20-1) различна, то и расчет их ведется разделыю. Потери давления на преополение сил трения при теченви несжимаемой жидкости в каналах иа участке безотрывного движения в общем случае рассчитываются по формуле ркр йзр, =1 —— (х(р21 где 1 — полная длина канала; г( — гидравлический диаметр, который з общем случае найдется как р(=4(ри (( — поперечное сечение канала; и — периметр поперечного сечения); р и ю — средняя плотность жидкости или газа в канале, кг/мэ, и средняя скорость, эр/с; 4 в коэффициент сопротивления трении; он является беэравмерной величиной, характеризующей соотиоцрение сил трения и инерционных сил патока. Коэффициент сопротивления остается постоянным для каналов с 1>З(ЭГ, в случае 1<ЗОп' необходимо учитывать измеиенвя его на входном участке канала; Ьр , измеряется в паскалях. Коэффициент сопротивления трен и в зависят от режима двиркения потока и поэтому пря ламинарном и турбулентном течю иии определяется по-разному.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
