Задача № 5.
В паровых компрессорных холодильных установках замена расширительного цилиндра дроссельным вентилем приводит к снижению холодопроизводительности. Частично эта потеря может быть уменьшена путем переохлаждения жидкости до температуры меньшей, чем температура конденсации (рис. 2). Как показано на рисунке, конденсат переохлаждается до температуры t'4, которая ниже, чем температура конденсации t4. стр. 8
Определить холодильный коэффициент цикла, по которому работает холодильная машина на фреоне-12, и теоретическую мощность двигателя компрессора, если известно: холодопроизводительность установки Qo = 500 МДж/ч; начальное состояние фреона определено параметрами t1 = −14°С и x1 = 1; температура конденсации t3 = 28°С; температура перед дроссельным вентилем t'4 = 23°С.
Рис. 2. к задаче 5.
Решение:
Начальная энтальпия сухого насыщенного пара фреона-12 при температуре насыщения t1 = −14 °С равна:
h1 = h"1 = 566,89 кДж/кг (по табл. Свойства насыщенных паров фреона-12).
Изоэнтропный процесс сжатия фреона в компрессоре изображается линией 1-2, причем энтальпия точки 2 по таблицам перегретого пара при давлении р2 = 0,705 МПа, соответствующая температуре насыщения фреона t3 = 28°С и энтропии s2 = s"1 = 4,760 кДж/кг, равна: h2 = 585,69 кДж/кг. Процесс конденсации изображается линией 3-4, изобарный процесс переохлаждения — линией 4-4', процесс дросселирования условно показывается линией 4'-5.
Принимая, что энтальпия переохлажденной жидкости равна энтальпии насыщенной жидкости при температуре t4' = 23°С, из таблиц находим
h'4 = h5 = 440,83 кДж/кг.
Определяем удельную холодопроизводительность:
qo = h1 − h5 = 566,89 − 440,83 = 126,06 кДж/кг.
Часовой расход фреона-12
m = Qo / qo = 500 000 / 126,06 = 3966 кг/ч.
Теоретическая величина работы цикла
l = h2 – h1 = 585,69 – 566,89 = 18,8 кДж/кг.
Теоретическая мощность приводного двигателя компрессора
No = ml / 3600 = (3966 ∙ 18,8) / 3600 = 20,7 кВт.
Холодильный коэффициент
ε = qo / l = 126,06 / 18,8 = 6,7. стр. 9
Задача № 6.
По трубам вертикального теплообменника снизу вверх течет вода. Внутренний диаметр труб d =14 мм; их длина l=1,1 м. Расход воды через одну трубу G = 56 кг/ч. Температура воды на входе в теплообменник tж1 = 40°С.
Определить количество тепла, передаваемого от стенки одной трубы к воде, и температуру воды на выходе, если температура стенок труб поддерживается равной 70 °С.
Решение:
Секундный расход воды: G=56/3600=1,55∙10-2 кг/с
При tж1 = 40°С μж1 = 653∙10-6 Па∙с
и Reж1 = 4G / (πd μж1) = (4 ∙ 1,55 ∙ 10-2) / (3,14∙14∙10-3∙653∙10-6) = 2159 < 2300.
Режим течения ламинарный.
Далее необходимо вычислить произведение (GrPr)г. Так как нам неизвестно значение температуры воды на выходе, tж2 и, следовательно, нельзя найти её среднюю температуру, tж, то задачу решаем методом последовательных приближений.
Задаемся tж2 = 60°С.
Тогда
tж = 0,5(tж1+ tж2) = 0,5(40+60) =50°С и tг = 0,5(tс+ tж) = 0,5(70+50) = 60°С.
При этой температуре
βг = 5,11 ∙ 10-4 К-1; νг = 0,478 ∙ 10-6 м2/с; Рrг = 2,98;
(GrPr)г=g βг ∙(tc - tж) d3 ∙ Рrг = 9,81∙5,11∙ 10-4 ∙(70 – 50) ∙(14∙10-3)3 ∙2,98 = 1,09∙107>8∙105
νг2 (0,478∙10-6)2
Режим течения вязкостно-гравитационный.
При вязкостно-гравитационном режиме течения в вертикальных трубах и совпадении направлений вынужденной и свободной конвекции у стенки (охлаждение жидкости и течение сверху вниз или нагревание и течение снизу вверх) для расчета средней теплоотдачи можно воспользоваться следующей формулой:
Nuc = 0,35(Peг(d/l)0,3) [(GrPr) г∙(d/l)]0,18
где коэффициент теплоотдачи отнесен к начальной разности температур tс - tж;
стр.10
Индексы «с» и «г» означают, что соответствующие физические свойства выбираются по тампературе стенки tс и tг=0,5 (tс + tж ).
Формула Nuc = 0,35(Peг(d/l)0,3) [(GrPr)г∙(d/l)]0,18 справедлива при Reж < 2300;
(Peг(d/l))ас ≤ Peг(d/l) ≤ 110; 20 ≤ l/d ≤ 130; 8∙105 ≤ (GrPr)г ≤ 4∙108
Здесь асимптотическое значение числа Пекле:
(Peг(d/l))ас ≈ 1,5(GrPr(d/l))г0,25
В рассматриваемом случае:
при tг = 60°С; аг=1,6∙10-7 м2/с; при tс = 70°С; λс = 0,668 Вт/(м∙°С); при tж = 50°С ρж = 988 кг/м3.
Средняя скорость течения воды
ω = 4G / (πd2 ρж) = 4 ∙ 1,55∙ 10-2 / (3,14 ∙(14∙ 10-2)2 ∙ 988) = 0,101 м/с
Peг ∙ d = ωd ∙ d = ( 0,101∙14∙ 10-3) ∙ 14∙10-3 = 112
l аг l 1,6 ∙ 10-7 1,1
(GrPr) г ∙ d = 1,09∙107∙ 14∙10-3 = 1,39∙105
l 1,1
(Peг(d/l))ас ≈ 1,5(1,39∙105)0,25 = 29,17
Так как все критерии находятся в указанных выше пределах, то формула
Nuc = 0,35(Peг(d/l)0,3) [(GrPr) г∙(d/l)]0,18 применима.
Число Nuc
Nuc = 0,35(112)0,3(1,39∙105)0,18 = 12,15.
Коэффициент теплоотдачи
α = Nuc ∙ λc = 12,15 ∙ 0,668 = 579 Вт/(м2 ∙ °С).
d 14∙10-3
Количество передаваемого тепла
Q = α (tс—tж)πdl = 579(70—50)π14∙10-3 ∙ 1,1 = 559 Вт.
Проверка принятого значения температуры воды на выходе из трубы:
tж2 = tж1 + (Q/Gcpж) = 40 +(559/(1,55∙10-2 ∙4174)) = 40 + 8,64 = 48,64°С
где теплоемкость воды выбрана при tж = 50°С; срж = 4174 Дж/(кг∙°С).
Таким образом, в результате первого приближения tж2 = 48,64°С.
Задавшись для второго приближения tж2 = 50°С, получим tж = 0,5(tж1 + tж2)=45°С
и tг=0,5(tс+ tж)=57,5°С. Совпадение достаточно хорошее и дальнейших пересчетов делать не нужно.
Ответ: Q = 559 Вт; tж2 ≈ 49°С. стр. 11
Задача № 7.
В вертикальном водоподогревателе вода, имеющая температуру на входе tж1=0°С, течет снизу вверх по трубам диаметром d = 30 мм. Температура стенок труб поддерживается равной tc=130°С. Какой длины должны быть трубы подогревателя, чтобы при расходе воды через одну трубу G = 80 кг/ч температура воды на выходе была tж2 = 50°С.
Решение:
Число Рейнольдса:
при tж = 0,5(tж1+ tж2)=0,5(0+50) =25° С, μж = 1004∙10-6 Па∙с;
секундный расход воды G =80/3600 = 0,022 кг/с;
Re ж = 4G / (πd2 μж) = (4∙0,022) / (3,14∙30∙10-3 ∙1004∙10-6) = 930 < 2300
Течение ламинарное.
При tг=0,5(tс + tж) = 0,5(130+25) =78°С; βг = 6,32∙10-4 К-1; νг = 0,365∙10-6 м2/с; aг=1,66∙10-7 м2/с; Рrг=2,21.
(GrPr)г=g βг ∙(tc - tж) d3 ∙ Рrг = 9,81∙6,32∙10-4 ∙105 ∙(30 ∙ 10-3)3 ∙2,21 = 2,9∙108 > 8∙105
νг2 (0,365∙10-6)2
Режим движения вязкостно-гравитационный, и для случая совпадения вынужденной и свободной конвекции у стенки расчет теплоотдачи проводим по формуле:
Nuc = 0,35(Peг(d/l)0,3) [(GrPr) г∙(d/l)]0,18
В этом уравнении два неизвестных: α и l.
В качестве второго уравнения используем уравнение теплового баланса
Q = Gcpж(tж2 — tж1)=α (tс—tж1)πdl
Подставив известные величины в уравнение для теплоотдачи, получим:
при tж =25°С; ρж = 995 кг/м3; cpж = 4174 Дж/(кг∙°С);
при tc = 130°С: λс =0,686 Вт/(м∙°С);
Peг = ωd / aг = 4G / πdρж aг = (4∙0,022) / (3,14∙30∙10-3∙995∙1,66∙10-7) = 5656;
α =λс∙0,35(Peг)0,3∙(GrPr)г0,18d-0,52l-0,48=0,686∙0,35(5656)0,3∙(2,9∙108)0,18∙(30∙10-3) -0,52l-0,48=
=662l-0,48 (a)
Подставив известные величины в уравнение теплового баланса, получим:
α = Gcpж(tж2 — tж1) = 0,022 ∙ 4174 ∙ (50 – 0) = 375
πd(tс—tж1)l 3,14∙30∙10-3∙(130-0) l l (б) стр. 12
Решая совместно (а) и (б), находим:
l 0,52 = 375/662 = 0,566;
откуда
l = 0,74 м.
Проверяем применимость формулы Nuc = 0,35(Peг(d/l)0,3) [(GrPr) г∙(d/l)]0,18 :
l/d = 0,74 / (30∙10-3) = 25;
Peг(d/l) = 5656(1 / 25) = 226;
(Peг(d/l))ас ≈ 1,5[(GrPr)г ∙ (d/l)]0,25 = 1,5∙ ((2,9∙108∙ (1 / 25))0,25 = 87,5
Так как
20 ≤ l/d ≤ 130 и (Peг(d/l))ас < Peг(d/l) < 1100
то формула, по которой проведен расчет, применима.
Ответ: l = 0,74 м.
Задача № 8.
Определить коэффициент теплоотдачи от стенки трубки конденсатора паротурбинной установки к охлаждающей воде, если средняя по длине температура стенки tc=26°С, внутренний диаметр трубки d=14 мм, температуры воды на входе и выходе из трубки равны соответственно tж1 = 8°С и tж2 = 15°С и средняя скорость воды ω = 1,5 м/с.
Определить также количество передаваемого тепла и длину трубки.
Решение:
Так как заданы температуры tж1 и tж2, то число Rе можно определить по среднеарифметической температуре жидкости:
tж=0,5(tж1+ tж2) = 0,5(8+15)=11,5°С
При этой температуре νж = 1,30∙10-6 м2/с и
Reж = ωd = 1,5 ∙ 14 ∙ 10-3 = 1,6 ∙ 104 > 1∙104
νж 1,30 ∙ 10-6
Режим движения турбулентный.
Расчет теплоотдачи при турбулентном режиме течения в трубах и каналах несжимаемой жидкости с числами Рr>0,7 можно производить по следующей формуле:
Nuж = 0,021Re0,8жPr0,43ж(Prж/Prc)0,25 ∙εl, где индексы «ж» и «с» означают, что физические свойства жидкости выбираются соответственно по среднеарифметической температуре tж и по температуре стенки tс;
стр. 13
α = q / Δtл; Δtл = tж2 - tж1 ;
ln((tc - tж1) / (tc - tж2))
εl — поправка на начальный участок. При l/d >50 εl =1. Значения εl приведены в следующей таблице:
При значениях Rеж >1∙105 или Рrж >5 более точные результаты дает формула:
ζ ∙ Rеж ∙ Рrж
Nuж = 8 ∙ (μ ж / μc)n
12,7 ∙ √ζ /8 ∙ (Рrж 2/3 — 1) + 1,07
где ζ = (1,82 lg Rеж—1,64)-2 — коэффициент сопротивления трения при изотерми-ческом турбулентном течении жидкости в гладких трубах. При нагревании жидкости n = 0,11, при охлаждении жидкости n = 0,25.
Расчет для данной задачи проводим по формуле:
Nuж = 0,021Re0,8жPr0,43ж(Prж/Prc)0,25 ∙εl,
При tж = 11,5°С для воды Рrж = 9,5; λж = 0,574 Вт/(м∙°С); ρ ж = 999 кг/м3;
cр ж = 4,189 кДж/(кг∙°С).
При tc = 26°С Рrc = 5,5.
Так как длина трубы неизвестна, то для первого приближения поправку на начальный участок принимаем εl = 1.
Подставим значения известных величин в формулу:
Nuж = 0,021Re0,8жPr0,43ж(Prж/Prc)0,25 ∙ε l = 0,021(1,6∙104)0,8 ∙(9,5)0,43 ∙(9,5/5,5)0,25 = 146.
Коэффициент теплоотдачи:
α = Nuж (λж / d) = 146(0,574 / 14 ∙ 10-3) = 5986 Вт/(м2 ∙°С).
Расход воды через трубку
G = ωρж(πd2 / 4) = 1,5∙999 ∙ (3,14∙(14∙10-3)2 / 4) = 0,230 кг/с.
Количество передаваемого тепла
Q = G cр ж (tж2 — tж1) =0,230 ∙ 4,189 ∙ (15— 8) = 6,7 кВт.
Длина трубы l = Q / αΔtлπd), где среднелогарифмический температурный напор:
Δtл = tж2 - tж1 = 15 - 8 = 14,9°С
ln((tc - tж1) / (tc - tж2)) 2,3lg((26-8) / (26-15)) стр. 14
и l = 6700 / (5986 ∙ 14,9 ∙ 3,14 ∙ 14 ∙ 10-3) = 1,7 м
При расчете было принято εl = 1. В результате расчета получено l = 1,7м, следовательно,
l / d = 1,7 /14∙ 10-3 = 122
Так как l / d = 122 > 50, тo εl = 1 и уточнять расчет не нужно.
Ответ: α = 5986 Вт/(м2∙ °С); Q = 6,7 кВт; l = 1,7 м.