Курсовое
.pdf
4. Перерасчет коэффициента теплоотдачи воды
Определим скорость воды внутри трубки пучка:
c′ |
|
|
МВ |
|
|
51,4 |
|
|
м |
||
= |
|
|
|
= |
|
|
|
= 0,22 |
|
. |
|
|
2 |
|
|
( |
−3)2 |
|
|||||
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
ρ |
πdв n z |
|
998,2 |
π 16,6 10 |
14 78 |
|
с |
||
|
|
В |
4 1 |
|
|
|
4 |
|
|
|
|
Скорость самоочистки труб лежит в диапазоне 2 = [0,8. .2,5] м/с. Так как полученная скорость оказалась меньше условия самоочистки, рассчитаем необходимое количество ходов. Примем скорость самоочистки 2 = 0,8 м/с.
Вычислим:
m = |
c2 |
= |
0,8 |
|
= 3,66 ≈ 4. |
c′ |
0,22 |
||||
2 |
|
|
|
|
|
Коэффициент теплоотдачи воды найдем по формуле:
α = Nu2 · λ2. |
|
2 |
dв |
|
|
Число Нуссельта рассчитаем по формуле:
Nu2 = 0,021 ∙ Re0,82 ∙ Pr0,43.
Число Рейнольдса: |
|
|
|
|
|
Re = |
c2dв |
= |
0,8 · 16,6 · 10−3 |
= 13201. |
|
ν |
1,006 · 10−6 |
||||
2 |
|
|
|||
|
в |
|
|
|
Вернемся к числу Нуссельта:
Nu2 = 0,021 · 132010,8 · 7,020,43 = 96,08.
Коэффициент теплоотдачи воды:
α2 |
= |
96,08 · 0,599 |
= 3467 Вт/(м2 · К). |
||
16,6 · 10−3 |
|
||||
|
|
|
|||
21
Полученный |
коэффициент |
теплоотдачи получился |
меньше |
заложенного. Проведем ряд итераций для определения истинного значения
коэффициента теплоотдачи.
22
5. Итерации
При пересчете примем коэффициент теплоотдачи 2 равным получившемуся итоговому значению. Пусть α2 = 3467 Вт/(м2 · К), тогда:
• Коэффициент теплопередачи: = 769,6 Вт/м · К;
• Поверхность теплообмена: 1 = 68,4 м2;
• Число рядов в пучке: = 76;
• Глубина пучка: = 1,54 м;
• Объем теплообменного аппарата: = 1,499 м3;
• Проверка объема: | − 11| 100% = 0,07 %
11
• Объем металла: = 0,096м3;
• Масса теплообменного аппарата: = 853 кг;
• Проверка массы: | − 11| 100% = 42 %
11
•Скорость воды: 2′ = 0,21 м/с;
•Количество ходов: = 3,8 ≈ 4
Так как скорость самоочистки осталась прежней, то число Рейнольдса,
число Нуссельта, а также коэффициент теплоотдачи воды остались прежними,
то есть α2 = 3467 Вт/(м2 · К). Это значит, что необходимо остановиться на конечном коэффициенте теплоотдачи, так как оно удовлетворяет всем необходимым условиям.
23
6. Гидравлический расчет
Для определения гидравлических характеристик воздуха необходимо усреднить скорость по всей длине труб:
|
|
′ + ′′ |
|
380,95 + 310,75 |
|
м |
|
||
|
= |
1 1 |
= 21 · |
|
= 19,11 |
|
|
. |
|
2 ′ |
2 · 380,95 |
с |
|||||||
1ср |
1 |
|
|
|
|||||
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
В предыдущей формуле значения температур можно свести в одно усредненное по всей длине. Данное значение потребуется в дальнейших расчетах и находится по формуле:
|
|
′ + ′′ |
380,95 + 310,75 |
|
||
|
= |
1 1 |
= |
|
|
= 345,85 К. |
|
|
|
||||
1ср |
2 |
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
Средняя плотность воздуха:
|
|
′ |
|
250000 |
|
кг |
|
ρ |
= |
1 |
= |
|
= 2,52 |
|
|
|
287 · 345,85 |
м3 |
|||||
1ср |
|
|
|
||||
|
|
1ср |
|
|
|
|
Для дальнейшего определения коэффициента формы пучка найдем гидравлический диаметр:
г = |
|
2( р( 1 − ) − 2 р р) |
= |
2(2,8(68,4 − 19,6) − 2 · 0,3 · 8,8) |
= 12,9 мм. |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
2 р + р |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 · 8,8 + 2,8 |
|
|
|
|
||||||
|
Коэффициент формы пучка: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
г |
|
0,3 |
|
12,9 |
0,3 |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
= 5,4( |
|
|
|
) |
|
|
= 5,4 · ( |
|
) |
|
= 6,76. |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
|
|
|
|
27,2 |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
Число Рейнольдса по усредненным значениям: |
|
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
0 |
ρ |
|
|
|
|
|
19,11 · 27,2 · 10−3 · 2,52 |
|
|
|
||||||
|
|
Re |
= |
1ср |
1ср |
= |
|
|
|
|
|
|
|
|
= 59811. |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
21,9 · 10−6 |
|
|
|||||||||||||
|
|
1ср |
|
|
μ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент сопротивления одного ряда труб:
ζ0 = Re1−ср0,25 = 6,76 · 59811−0,25 = 0,43.
24
Коэффициент потерь в трубном пучке:
ζ1п = ζ0 = 0,43 · 76 · 1 = 32,7.
Температурный коэффициент потерь:
|
2( ′′ − ′) |
2 · (310,75 − 380,95) |
|
||
ζ = |
1 1 |
= |
|
|
= −0,41. |
|
|
|
|||
|
1ср |
345,85 |
|
|
|
Полный коэффициент сопротивления для шахматного пучка:
ζ1 = ζ1п + ζ = 32,7 − 0,41 = 32,29.
Потери давления воздуха:
= 0,5ζ1ρ1ср 12ср = 0,5 · 32,29 · 2,52 · 19,112 = 14858 Па.
Относительные потери давления:
∆ |
14858 |
|
|
1 |
= |
|
= 6%, |
′ |
250000 |
||
1 |
|
|
|
что меньше 7%, которые нам заданы.
Затраты мощности на прокачку воздуха:
|
|
= |
М1 |
= |
30 · 14858 |
= 176,88 кВт. |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
1 |
|
ρ1ср |
2,52 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Определим |
гидравлические характеристики |
воды. |
Примем |
|||||
эквивалентную |
шероховатость |
э = 0,0015 мм. Будем считать, что |
||||||
эквивалентная |
шероховатость |
равна абсолютной |
геометрической |
|||||
шероховатости трубы с равномерной шероховатостью. Тогда относительная шероховатость равна:
|
|
∆э |
|
0,0015 |
|
|
∆= |
= |
= 0,077. |
||||
|
19,6 · 10−3 |
|||||
25
Определим коэффициент потерь:
|
|
|
68 |
|
0,25 |
68 |
|
0,25 |
|
тр = 0,11 (∆ + |
) |
= 0,11 ∙ (0,077 + |
) |
= 0,059. |
|||||
|
|
||||||||
Re2 |
13201 |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
Коэффициент местного сопротивления при входе в трубу с острой кромкой ζвх = 0,5, коэффициент местного сопротивления на выходе из трубы
ζвых = 1,1. Тогда суммарный коэффициент сопротивления для одного хода по воде составит:
ζ |
= ζ |
|
+ |
λтр |
+ ζ |
|
= 0,5 + |
0,059 ∙ 0,99 |
+ 1,1 = 6,13. |
вх |
|
вых |
|
||||||
1х |
|
|
г |
|
|
12,9 ∙ 10−3 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
Общая величина коэффициента сопротивления водяного тракта,
исключая сопротивление трубопроводной сети, подводящей и отводящей воду их воздухоохладителя:
ζ2 = ζ1х = 4 ∙ 6,13 = 24,52.
Потери давления, отнесенные к скорости воды в трубах:
∆ |
= ζ |
2 |
0,5ρ |
2 = 24,52 ∙ 0,5 ∙ 998,2 ∙ 0,82 = 7832,3 Па. |
|||||
2 |
|
|
2 |
2 |
|
|
|
||
Мощность насоса, необходимая для прокачки воды через |
|||||||||
воздухоохладитель: |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
= |
МВ∆ 2 |
= |
51,4 ∙ 7832,3 |
= 403,3 Вт. |
||
|
|
|
|
||||||
|
|
|
2 |
|
|
ρ2 |
998,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Полученное таким образом значение мощности насоса несколько занижено, так как оно не учитывает потерь при движении воды в коллекторах и, как уже отмечалось, потерь в подводящем и отводящем воду трубопроводах.
26
Заключение
В ходе выполнения курсового проекта был определен вариант, отвечающий наиболее выгодным характеристикам, а именно: наибольшая скорость ( 1 = 21 м/с), наименьшая масса ( = 1470 кг), наименьший объем
( = 1,5 м3). Им оказался вариант №11. После был произведен тепловой расчет и ряд итераций, отвечающих за определение коэффициента теплопередачи и истинного коэффициента теплоотдачи воды. Были получены следующие значения: коэффициент теплоотдачи α2 = 3467 Вт/(м2 · К), масса теплообменного аппарата = 853 кг, объем = 1,499 м3. Проводя проверку массы и объема заметим, что полученная масса оказалась меньше максимальной предполагаемой на 42%, а объем меньше на 0,07%. Разность полученного значения по объему и табличному значению незначительно, поэтому считаем, что полученный объем, наряду с массой, успешно прошел проверку. Заданные скорости течения воды в трубах и самоочистки позволили определить число ходов = 4. В приложении 1 представлена схема трубного пучка, в приложении 2 представлена схема многоходового перекрестного тока. Завершением служит определение гидравлических характеристик воздуха и воды. Потери давления по воздуху составляют 6% и не превышают максимально допустимые, равные 7%. Потери давления являются определяющим фактором при расчете теплообменного аппарата, поэтому было важно не превысить заданное значение. Были рассчитаны необходимые мощности для прокачки жидкостей через теплообменный аппарат. Для воздуха затраты мощности составили 1 = 176,88 кВт. Мощность насоса, необходимая для прокачки воды через воздухоохладитель, составила 2 = 403,3 Вт. Заложенное время работы теплообменного аппарата τ = 5000 часов.
27
Список используемой литературы
•Гавра Г. Г., Михайлов П. М., Рис В. В. Тепловой и гидравлический расчет теплообменных аппаратов компрессорных установок. Учебное пособие — Л., ЛПИ, 1982, 72 с.
28
Приложение 1
Схема трубного пучка
29
Приложение 2
Схема многоходового перекрестного тока
30