Учебник - Энергосбережение в теплоэнергетике и теплотехнологиях (989625), страница 48
Текст из файла (страница 48)
Охлаждение масла осуществляется вкожухотрубном теплообменнике с перегородками в межтрубном пространстве. При решении задачииспользовать методику теплового поверочного расчета.Масло течет в межтрубном пространстве, вода − внутри труб. Внутренний диаметр кожуха D0 = 0,16 м;наружный диаметр труб d1 = 0,012 м; внутренний d2 =.0,01 м; рабочая длина L = 746 мм; число труб n =64 штук; теплопроводность материала труб λ, = 58 Вт/(м К); поверхность теплообмена со стороны воды F2 =.1,5 м2; число перегородок в межтрубном пространстве m = 10; расположение трубок − по угламравностороннего треугольника, шаг между трубками S = 0,02 м; толщина перегородки δ = 0,002 м.Горячий теплоноситель (масло турбинное):расход .G1, кг/c ....................................................... 0,75;hтемпература масла на входе t′1 , °С..................... 45;Холодный теплоноситель (вода):расход G2, кг/c .......................................................
5,4;температура воды на входе t′2 , °С ...................... 25.Решение142D01. Для определения теплофизических свойств теплоносителей зададимся их температурами на выходе из теплообменника. Примем, что на выходе масла и воды соответственно они равны: t1" = 360C, t2" = 26 0C.2. Средние температуры теплоносителейt1 =t1′′ + t1′ 36 + 45== 40,5 °С;22t1 =t1′′ + t1′ 26 + 25== 25,5 °С.223. Теплофизические свойства теплоносителей при средних температурах:Масло:ρ1= 865 кг/м3,-6-3ν1=35·10 м /с,Вода:3ρ2 = 995 кг/м ,-6λ1=0,128 Вт/(м К),Ср1=1930 дж/(кг К),22ν2 = 0,985⋅10 м /с,µСТ = 30,3·10 кг/(м с),Pr1=421.Ср2 = 4180 дж/(кг К),λ2 = 0,61 Вт/(м К),Pr2 = 6,5.4. Шаг между поперечными перегородками в межтрубном пространствеtп =L= 0,0746 м.m5. Скорость воды в трубахw2 =4G24 ⋅ 5,4= 1,06 м/с.=2ρ 2 πd2n 995 ⋅ 3,14 ⋅ 0,012 ⋅ 646. Число Рейнольдса для водыRe 2 =w 2 d21,06 ⋅ 0,01= 10800 .=ν20,985 ⋅ 10 −67.
Число Нуссельта при турбулентном теченииNu 2 = 0,023 ⋅ Re 02,8 ⋅ Pr20,4 = 0,023 ⋅ 10800 0,8 ⋅ 6,5 0,4 = 81,7 .8. Коэффициент теплоотдачи со стороны водыα2 =Nu2 ⋅ λ 2 81,7 ⋅ 0,61== 4985 Вт/(м2⋅К)d20,019. Число трубок в среднем сечении кожуха теплообменникаn0 =D0 0,16==8.S1 0,02Таблица 1Топливно-энергетический балансχ10. Принимаем отношение высоты сегмента к диаметру обечайки h/D0 = 0,25.Тогда для tп/D0 = 0,0746/0,16 = 0,466 из табл.1 находим χ = 0,81.h/D00,150,20,250,30,20,831,0511,231,40,30,670,8581,051,1350,40,5870,7430,8720,9830,50,5250,6650,7750.88011.
Живое сечение по межтрубному пространству равноFж =(L − mδ)(S1 − d1 ) ⋅ n0 ⋅ χ = (0,746 − 10 ⋅ 0,002)(0,02 − 0,012) ⋅ 8 ⋅ 0,81 = 0,00408m1012. Скорость масла в межтрубном пространстве143м2.w1 =G10,75== 0,218 м/сρ1 ⋅ Fб 865 ⋅ 0,0040813. Число Re1Re1 =w 1d1 0,218 ⋅ 0,012= 72,8 .=ν135 ⋅ 10 −614. Принимая число рядов труб Z равным числу труб в среднем сечении кожуха теплообменника n0, изуравнения находим поправку на число рядов труб по ходу теплоносителя в межтрубном пространстве.ϕ z = 0,816 + 0,0361 ⋅ Z + 0,18 ⋅ 10 −3 ⋅ Re− 0,143 ⋅ 10 −2 ⋅ Z 2 + 0,353 ⋅ 10 −7 ⋅ Re 2 + 0,932 ⋅ 10 −5 ⋅ Z ⋅ Re == 0,816 + 0,0361 ⋅ 8 + 0,18 ⋅ 10 −3 ⋅ 100 − 0,143 ⋅ 10 −2 ⋅ 8 2 + 0,353 ⋅ 10 −7 ⋅ 100 2 + 0,932 ⋅ 10 −5 ⋅ 8 ⋅ 100 = 1,00.15. Принимаем температуру стенки труб в теплообменнике tс =31 0С, число Прандтля при этой температуре PrС = 919. И число Нуссельта⎛ Pr ⎞Nu1 = 0,6 Re 0,5 Pr 0,36 ⎜⎜ 1 ⎟⎟⎝ Prc ⎠0,25⎛ 884 ⎞⋅ ϕ z = 0,6 ⋅ 72,8 0,5 ⋅ 4210,36 ⎜⎟⎝ 919 ⎠0,25⋅ 1 = 58,3 .16.
Коэффициент теплоотдачи со стороны горячего теплоносителяα1 =Nu1 ⋅ λ1 58,3 ⋅ 0,128== 622 Вт/м2⋅К.d10,0117. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности трубок⎛ ddd1 ⎞⎟⎟α 2 = ⎜⎜ 2 + 2 ln 2 +⎝ d1α1 2λ d1 α 2 ⎠−10,010,01 0,0121 ⎞⎛=⎜++ln⎟0,01 4985 ⎠⎝ 0,012 ⋅ 622 2 ⋅ 58−1= 417 Вт/(м2⋅К)18. Тепловые эквиваленты теплоносителейW1 = G1Cp1 = 0,75 ⋅ 1930 = 1450 Вт/К;W2 = G2Cp 2 = 5,4 ⋅ 4180 = 22200 Вт/К.Так как W2>W1, W2 − максимальный тепловой эквивалент (Wмакс), а W1 − минимальный (Wмин). Обозначим ω = Wмин / Wмакс = 0,0653.Тогда число единиц переносаN=K 2F2417 ⋅ 1,5== 0,666 .Wмc м145019.
Эффективность теплообменника (при числе ходов больше трех в противоточно-перекрестном аппарате можно использовать зависимость ε = f(N;ω) для чистого противотока)ε=1 − e −N(1−ω )1 − e −0,666 (1−0,653 )= 0,48 .=−N(1−ω )1− ω ⋅ e1 − 0,0653 ⋅ e −0,666 (1−0,653 )20. Температура горячего и холодного теплоносителей на выходе из аппаратаt1′′ = t1′ − ε(t1′ − t′2 ) = 45 − 0,48(45 − 25 ) = 35,4 °С;t′2′ =ε ⋅ W1 (t1′ − t′2 ) 0,48 ⋅ 1450(45 − 25 )= 25,6 °С.=W2 + t ′222200 + 25Полученные значения температур теплоносителей на выходе из теплообменника не существенноотличаются от ранее принятых (см. п.
2), поэтому считаются окончательными.21. Тепловая мощность аппарата без учета потерь теплоты в окружающую средуQ = W1 (t1′ − t1′′ ) = 0,212(45 − 35,4 ) = 13900 Вт.С учетом тепловых потерь в теплообменнике (обычно до 3 %)Q* = 0,97 ⋅ Q = 0,97 ⋅ 13900 = 13483 Вт.144С учетом тепловых потерь при транспорте нагретой воды (5 %) и в установке комбинированногопроизводства теплоты и холода (3 %)Q * * = 0,95 ⋅ 0,97 ⋅ Q* = 0,95 ⋅ 0,97 ⋅ 13483 = 11912 Вт.22. Степень утилизации теплоты турбинного масла (максимально возможное количество утилизируемой теплоты при работающей турбине определяется диапазоном изменения температуры масла вее системах смазки и регулирования).Q * * 11912== 0,857 .Q13900Расчет гидравлических сопротивлений22.
Средняя температура стенкиt1© + t 1© ©45 + 35,4 13900QtСТ =−=−= 25,3 0С.22622 ⋅ 1,5α 1 ⋅ F2Данной температуре соответствует коэффициент динамической вязкостиµСТ = 61,2·10-3 кг/(м с).23. Коэффициент сопротивления по межтрубному пространству находим по уравнениюξ1 = 157,8 Re1-0,99 (µ1/µСТ)-0,14 = 157,8 72,8-0,99 (30,3 10-3/61,2 10-3)-0,14 = 2,51.24.
Гидравлическое сопротивление по межтрубному пространству с m числом перегородок и, следовательно, с (m + 1) числом ходов по межтрубному пространству∆P1= (m + 1) n0 ξ1 ρ1 w12/2= (10 +1)·8 2,51·865·0,2182 /2 = 391 Па.25. Коэффициент сопротивления по водяному тракту при турбулентном режиме течения внутри гидравлически гладкой трубы трубыξ2 = 0,316/Re2-0,25 = 0,316/10800-0,25 = 0,031.26. Гидравлическое сопротивление по водяному тракту∆P2=ξ26.1.3.ρ 2 ⋅ w222⋅995 ⋅ 1,06 2 0,746L= 0,031 ⋅⋅= 1292 Па20,01d2Последовательность решения задач..Задача 1Определить поверхность теплообмена фреонового конденса-тора теплонасосной установки, используемой для нагрева приточного воз-духа в системе кондиционирования воздухом, удаляемым из помещений, Поверхность нагрева конденсатора набрана из труб, внутри которых конден-сируются парыфреона 22 (далее хладон), трубы имеют наружное оребрение и омываются воздухом, поступающим сулицы.
Схема движения теплоносителей − перекрестный ток. Расположение труб в пучке − коридор'"ное. Темпе-ратура паров хладона на входе T1 =343 K. Teмпература хладона на выходе Т1 =324 К. Температура насыщения хладона Т S =327 К, теплота испарения r1 = = 148,7 кДж/кг.Нружный диаметр трубdн = 12 мм, внутренний dв =10 м. Поперечный и продольный шаги труб S= S = 23 мм. Диаметр поперечно-спиральных ребер D = 22 мм, средняя толщина ребра δр = 0,5 мм, шаг оребрения Sр = 0,5 мм."Температура окружающего воздуха T 2 =308 O К.
Расход хладона G1 = 0,06 кг/с. Теплопроводность материала поверхности теплообмена и ребер λ = 116 Вт/(м К).Решение.1. Всю область изменения параметров хладона в конденсаторе разбивают на три зоны:♦зону охлаждения перегретых паров хладона до состояния насыщения;♦зону конденсации насыщенных паров хладона;145♦зону переохлаждения конденсата.Зоной переохлаждения конденсата как правило пренебрегают.2. Схема движения хладона и воздуха в конденсаторе перекрестная. в межтрубном пространстве происходит интенсивное перемешивание воздуха. Поэтому его температуру на выходе из конденсатораможно считать во всех точках сечения канала практически одинаковой."3. Задаются температурой воздуха на выходе из конденсатора Т 2 .и выполняют расчет первой зоны.Расчет первой зоны1) Рассчитывают средние (среднеарифметические) температуры теплоносителей в зоне.2) Используя таблицы или интерполяционные формулы, определяют теплофизические паров хладонаи воздуха при их средних температурах.3) Задаются скоростью парообразного хладона в трубах (порядка 3 м/c) и рассчитывают число Рейнольдса.4) Убедившись в том, что режим течения паров хладона турбулентный, выбирают соответствующуюформулу и рассчитывают коэффициент теплоотдачи хладона.5) Задаются скоростью (около 6 м/ с) и рассчитывают число Рейнольдса для воздуха.6) Выбирают соответствующую формулу и находят коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к воздуху.7) Рассчитывают эффективность (КПД) ребра и оребренной поверхности, кэффициент теплопередачиотнесенный к гладкой (внутренней) поверхности трубы.8) Средний температурный напор между теплоносителями для первой зоны.9) Тепловую нагрузку первой зоны.10) Поверхность теплообмена с внутренней стороны труб.11) Переходят к расчету второй зоныРасчет второй зоны1) Принимают во внимание, что во второй зоне коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха и эффективность (КПД) оребренной поверхности такие же, как в первой зоне.2) По уравнению теплового баланса для второй зоны рассчитывают ее тепловую нагрузку.3) Определяют средний температурный напор.4) Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося хладона к стенке.Поскольку величина плотности теплового потока q или температура стенки трубы неизвестны, решение осуществляют методом последовательных приближений.
Для этого можно задаться, например,2коэффициентом теплоотдачи при конденсации α1 = 2500 Вт/(м К), рассчитать коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности трубы. Зная средний температурный напор, рассчитатьплотность теплового потока через стенку трубы и по зависимости коэффициента теплоотдачи хладонаот плотности теплового потока – уточненное значение коэффициента теплоотдачи. Последнее сравнивают с ранее принятым. И в случае их существенного расхождения расчет повторяют до тех пор,пока это расхождение не станет пренебрежимо малым. Можно задаваться не плотностью тепловогопотока, а температурой стенки.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
