7. Теплопередача

Процессы теплообмена и их показатели

Теплопроводность (кондукция) – распространение тепла вследствие теплового движения частиц вещества.

Конвекция – процесс распространения тепла в результате теплопроводности и перемещения среды; конвективный перенос тепла имеет место в движущихся жидкостях, газах, сыпучих телах.

Тепловое излучение – превращение тепловой энергии тела в лучистую и её передача в пространство, окружающее тело. Процесс передачи тепла, обусловленный взаимным излучением и поглощением тепловой энергии между двумя или несколькими телами, имеющими разную температуру, называется теплообменным излучением.

Теплоотдача – теплообмен между твёрдой стенкой (телом) и обтекающей её средой (жидкой, газообразной или сыпучей).

Теплопередача – процесс теплообмена между двумя средами (см. рис. 32), разделёнными перегородкой (обычно твёрдой, состоящей из одного или нескольких слоёв).

Формулы для расчёта стационарных процессов теплоотдачи и теплопередачи:

Q=α₁ (t_ж1-t_с1)F₁;

Q=α₂ (t_с2-t_ж2)F₂;

Q=kΔtF;

Где Q – количество тепла, ккал/ч:

F₁ и F₂ – наружные поверхности, м²;

t_ж1 и t_ж2 – средние температуры соответственно греющей и нагреваемой среды ºС;

t_с1 и t_с2 - средние температуры стенки соответственно воспринимающей и отдающей тепло ºС;

α₁ и α₂ – коэффициенты теплоотдачи соответственно от греющей среды к стенке и от стенки к нагреваемой среде, ккал/м² ·ч· ºС, в системе СИ: α (вт/м² ·град)=1,163 α (ккал/м² ·ч· ºС);

k - коэффициент теплопередачи от одной среды к другой, отнесённый к F, ккал/м² ·ч· ºС.

Термическое сопротивление – величина обратная коэффициентам теплоотдачи и теплопередачи, (м² ·ч· ºС/ккал):

R₁=[(t_ж1-t_с1)F₁]/Q=1/ α₁;

R₂=[(t_с2-t_ж2)F₂]/Q=1/ α₂;

R=ΔtF/Q=1/ k.

Термическое сопротивление сложной системы равно сумме термических сопротивлений её частей.

Средняя разность температур или температурный напор, Δt - усреднённая по поверхности F нагрева (или охлаждения) разность температур сред участвующих в теплообмене. Если температура одной среды в пределах поверхности нагрева (охлаждения) не изменяется, то температурный напор не зависит от взаимного направления движения сред.

Среднелогарифмическая разность температур дляобеих схем движения теплообменивающихся сред:

Δt_ср= (Δt_б - Δt_м)/[2,3lg(Δt_б /Δt_м)], ºС,

Где Δt_б – наибольшая разность температур теплообменивающихся сред, ºС;

Δt_м – наименьшая разность температур теплообменивающихся сред, ºС.

Для вычисления можно пользоваться номограммой, приведённой на рис. 33.

В тех случаях, когда Δt_б / Δt_м <1,7, температурный напор с достаточной точностью определяется как среднеарифметическая разность температур:

Δt_ср= (Δt_б - Δt_м)/2.

При любых конечных температурах наибольший возможный температурный напор достигается при противотоке, наименьший – при прямотоке. Все другие схемы течения приводят к промежуточным значениям температурного напора.

Плотность теплового потока:

q=Q/ F=k Δt_ср ккал/(м² ·ч)

В системе СИ q [вт/ м²]= q 1,163 [ккал/(м² ·ч)].

Характеристика накипи и коэффициент её теплопроводности (λ=0,05…0,1γ³ ккал/м² ·ч· ºС, где γ – объёмный вес накипи, г/см³) приведены в таблице 9.1.

Таблица 9.1

Вид накипи	Характеристика накипи	Коэффициент её теплопроводности λ
Загрязнённая маслом	Твёрдая	0,1
Cиликатная CaSiO3	Твёрдая	0,05 - 0,2
Карбонатная (аморфная) CaСO3	Мягкая	0,2 - 1
Гипсовая (сульфатная) CaSO4	Твёрдая	0,5 - 2
Карбонатная (кристаллическая)	От аморфного порошка до твёрдого котельного камня	0,5 - 2
Смешанная	Твёрдая плотная	0,7

Коэффициент теплопроводности нагара (в цилиндрах ДВС):

λ_наг=0,116 вт/(м · ºК).

То же для накипи:

λ_нак=0, 696…2,32 вт/(м · ºК).

Загрязнённая поверхность теплообмена, особенно со стороны охлаждения, вызывает повышение температуры стенок и теплонапряжённости (слой накипи толщиной 1мм по термическому сопротивлению эквивалентен 40мм стальной стенки). Образование на поверхности поршня лаковой плёнки значительно ухудшает теплоотдачу ( лаковая плёнка толщиной 0,15мм уменьшает теплоотдачу на 40%).

Коэффициент теплопроводности λ некоторых сталей и сплавов приведён в таблице 9.2.

Таблица 9.2

Стали и сплавы		Температура, ºС		λ Вт/м·ºС (ккал/м ·ч· ºС)
Стали	Углеродистые	20 - 500	46 – 35 (40 – 30)
	Низкоуглеродистые	20 - 500	27 - 35 (23,5 – 30)
	Хромистые нержавеющие	20 - 500	24 -28 (21 – 24)
	Хромоникелевые	20 - 500	12 - 22 (10 – 19)
	Высоколегированные	100 - 500	15 - 20 (13 – 17)
Алюминиевая бронза		20		82 (71)
Бронза		20		22 - 46 (22 – 40)
Сплавы	Магниевые	20 - 200	58 - 133 (50 – 114)
	Медные	20 - 100	13 - 76 (11 – 65)

Коэффициент теплопроводности мазутов (ккал/м ·ч· ºС) приведён в таблице 9.3.

Таблица 9.3

Марка мазута	Температура, ºС
	30	40	50	60	70
20	0,103	0,102	0,101	0,099	0,098
40	0,116	0,115	0,114	0,113	0,112

Поверхностное натяжение мазутов в пределах температур 50 -100ºС составляет 0,003 – 0,0025кгс/см.

Теплоотдача через плоскую стенку.

Тепловой поток между наружными стенками при F= F₁= F₂ (смотри рис. 32):

Q=λ (t_с1-t_с2)F/δ ккал/ч,

Где λ - коэффициент теплопроводности материала стенки, ккал/м·ч·ºС;

δ - толщина стенки, м.

Термическое сопротивление стенки:

R_δ=(t_с1-t_с2)F/Q= δ/ λ м²·ч·ºС/ккал.

Коэффициент теплопередачи через однослойную стенку (смотри рис. 32):

k = 1/(1/ α₁+ δ/ λ +1/ α₂) ккал/м² ·ч· ºС.

Коэффициент теплопередачи через многослойную плоскую стенку (смотри рис. 32[7]):

k = 1/(1/ α₁+Σ( δ_i/ λ_i) +1/ α₂) Вт/ м² · ºС (ккал/м² ·ч· ºС).

Температура на внешних поверхностях одно – или многослойной стенки, ºС:

t_с1 = t_ж1 - Q/( F α₁) =( t_ж1 - t_ж2 )/ α₁ = t_ж1-q/ α₁;

t_с2 = t_ж2 - Q/( F α₂) =( t_ж1 - t_ж2 )/ α₂ = t_ж3+q/ α₂.

Теплоотдача через цилиндрическую стенку.

Условный коэффициент теплопередачи (для 1 погонного м) через многослойную цилиндрическую стенку (смотри рис. 32[7]):

k_l = 1/(1/ α₁d₁ +Σ [2,3lg(d_i+1/ d_i)/2 λ_i] +1/ α₂ d_т+1) кВт/м²ч·ºС (ккал/м² ч· ºС).

Тепловой поток через цилиндрический трубопровод:

Q= k_l πd₁lΔ t ккал/ч, или Q= k₂ lπd₂ Δ t,

Где k_l и k₂ - коэффициент теплопередачи, отнесённые соответственно к внутренней и наружной поверхности цилиндрической стенки; k_l = k_l/ πd₁ и k₂ = k_l/ πd_2.

При послойной цилиндрической стенке, у которой d₂/d₁ <1,25 и при α₁= α₂ , коэффициент теплопередачи можно рассчитать как для плоской стенки.

Поверхность нагрева в этом случае рассчитывается по среднему диаметру:

F =0,5π(d₂+d₁)l.

Для однослойной цилиндрической стенки при d₂/d₁ <1,25 и при α₁>>α₂ , или α₁<<α₂ коэффициент теплопередачи определяется как для плоской стенки. При этом поверхность нагрева (охлаждения) рассчитывают по тому диаметру, при котором имеет место наименьшее значение коэффициента теплопередачи.

Теплоотдача через оребрённую поверхность.

Оребрение повышает эффективность теплопередачи, если рёбра сделаны на стороне стенки, где коэффициент теплоотдачи значительно ниже, чем на дугой, теплопроводность стенки высокая.

Тепловой поток:

Q=k(t_ж1-t_ж2)F.

Коэффициент теплопередачи через оребрённую поверхность :

k = 1/[1/ α₁+ δ_ст/ λ_ст + F /( F_ор α₂)] ккал/м² ·ч· ºС,

где α₂ - средняя величина коэффициента теплопередачи со стороны оребрённой поверхности, ккал/м² ·ч· ºС;

δ_ст - толщина стенки, м;

F - теплообменная поверхность гладкой стенки, м;

F_ор - полная теплообменная поверхность оребрённой стенки, м².

Тепловая изоляция трубопроводов.

При цилиндрической изоляции трубопроводов тепловые потери трубы уменьшаются, когда:

δ/ d₂<[d_изα₂2,3lg(d_из/ d₂)]/2 λ_из,

где α₂ - коэффициент теплопередачи от поверхности изоляции в окружающую среду, ккал/м² ·ч· ºС;

δ - толщина изоляции, м;

d₂ - наружный диаметр изолируемого трубопровода, м;

d_из - наружный диаметр изоляции, м;

λ_из - коэффициент теплопроводности изоляции, ккал/м ·ч· ºС.

Предельная толщина изоляции в зависимости от диаметра трубопровода приведена в таблице 9.4.

Таблица 9.4

Диаметр трубопровода, мм	Толщина изоляции, мм	Примечание
57	65	Для цилиндрических и плоских поверхностей толщина изоляции составляет 150мм
108	110
159	120
267	130
376	140
427	145

Наибольшие тепловые потери изолированного трубопровода имеют место при d_из =2 λ_из /α₂, в связи с чем у однослойной изоляции λ_из <0,5d_изα₂.

Максимально допустимые потери тепла через изоляцию (ккал/м² ·ч) приведены в таблице 9.5.

Таблица 9.5

Наружный диаметр изолированной цилиндрической поверхности, мм	Температура теплоносителя, ºС
	100	150	200	250	300	350	400	450
С 1 погонного м изолированного трубопровода
57	60	80	90	-	-	-	-	-
108	85	110	130	165	180	210	220	245
159	105	135	165	195	215	250	265	290
216	120	160	195	235	260	285	315	345
267	135	185	220	265	295	330	365	395
325	155	210	245	300	335	365	410	445
376	170	230	280	330	365	400	445	490
427	185	255	305	355	395	430	475	525
С 1 м2 наружной поверхности изоляции
Цилиндрические поверхности	100	130	150	170	185	200	215	230
Плоские поверхности	100	130	150	180	200	225	250	280

Теплопотери 1 пог. м можно определить по формуле:

q_l=0,01n q₀ Δt ккал/(м·ч),

где q₀ – тепловые потери (см. таблицу 9.6);

n - поправочный коэффициент (см. таблицу 9.7).

Δt - температурный напор, ºС.

Таблица 9.6

Тепловые потери q0 для трубопровода диаметром 107мм при (tж1-tж2)=100 ºС
λиз, ккал/м·ч·ºС	Толщина изоляции, мм
	30	40	50	60	70	80	90	100	110	120	130
0,06	72	60	53	47	43	40	37	35	33	31	30
0,07	82	68	61	54	50	45	43	40	39	36	34
0,08	93	78	68	61	55	52	48	45	43	41	39
0,09	103	86	75	67	62	57	54	51	48	46	44
0,10	112	94	83	74	68	63	58	56	53	50	48
0,11	121	102	90	81	74	69	65	61	58	55	53
0,12	130	110	97	88	81	74	70	66	63	60	57
0,13	135	118	104	94	87	80	75	71	68	65	62
0,14	146	125	111	100	92	85	81	77	73	69	67
0,15	154	132	118	106	98	91	86	82	78	71	69

Таблица 9.7

Поправочный коэффициент п
Диаметр трубопро-вода, мм	Толщина изоляции, мм
	30	40	50	60	70	80	90	100	110	120	130	140
32	0,44	0,47	0,48	0,49	-	-	-	-	-	-	-	-
57	0,65	0,66	0,66	0,66	0,67	0,70	0,70	0,70	-	-	-	-
76	0,78	0,79	0,80	0,80	0,80	0,81	0,81	0,81	0,82	0,83	-	-
89	0,87	0,87	0,88	0,88	0,89	0,89	0,89	0,89	0,89	0,91	0,91	-
133	1,18	1,18	1,16	1,15	1,14	1,14	1,14	1,13	1,12	1,12	1,12	1,12
159	1,36	1,34	1,34	1,32	1,30	1,30	1,26	1,26	1,26	1,26	1,26	1,26
219	1,78	1,76	1,72	1,67	1,64	1,62	1,60	1,56	1,56	1,56	1,56	1,54
273	2,15	2,08	2,04	1,96	1,92	1,92	1,87	1,82	1,82	1,82	1,82	1,78
325	2,55	2,48	2,40	2,32	2,27	2,25	2,16	2,13	2,10	2,10	2,10	2,05
376	2,90	2,80	2,72	2,60	2,58	2,53	2,45	2,37	2,35	2,33	2,32	2,28

Таблица9.8

Коэффициент теплопроводности, объёмный вес и температура применения теплоизоляционных и огнеупорных материалов
Наименование материала	Объёмный вес, кг/м3	Коэффициент теплопроводности, ккал/м ·ч· ºС	При температуре, ºС	Предельная температура, ºС
Алюминиевая фольга	120-130	0,055	20	550
Асбест	1200	0,25	100	100
Асбестовый картон	1000-1400	0,135+0,00016 tср	-	600
Асбестовая ткань: АТ-7, АТ-8, АТ-9	-	0,106+0,000159 tср	-	450 450 200
Асбестовый шнур	-	0,12+0,0002 tср	-	220
Асбозурит Д	650	0,16	100	900
Асбозурит Т	850	0,20	100	900
Асбослюда	580	0,12-0,118-0,125	0-50-100	600
Асботермит марки 500	500	0,10-0,115	30-100	600
Вата стеклянная	130	0,034+0,0003 tср	-	450
Войлок отеплительный	90	0,04-0,05	20	90
Вулканит	400	0,078-0,087	50-100	600
Древесноволкнистые плиты изоляционные	400	0.047	20	100
Изделия из ньювеля	275-300	0,09	200	375
Изделия из совелита	360-380	0,10	200	500
Изделия теплоизоляционные диатомовые	500	0.10-0,16	50-350	900
Магнезиальная мастика	1000	0,2	20	100
Минеральные плиты	350	0.065	30	60
Минеральная вата	200	0,045-0,055	30-100	600
Минеральный войлок	200	0,055	30	60-200
Новоасбозурит марки 600	350	0,12-0,135	30-100	600
Ньювель	350	0,70	50	350
Полихлорвинил	100	0,05	20	70
Пробковые плиты	260	0.05	20	120
Совелит	500	0,085	50	450
Стекловолокно (порошок)	590	0,075	30	-
Шамотные огнеупорные изделия	1900	0,6+0,00055 tср	-	1670

КОНВЕНТИВНЫЙ ТЕПЛОБМЕН.

По характеру движения теплоносителя (жидкость, газ) различают конвекцию вынужденную под действием внешних сил и свободную, при которой движение теплоносителя обусловлено неравномерным распределением его плотности в потоке в связи с протеканием процесса теплообмена. Передача тепла происходит через пограничный слой (ламинарный, турбулентный), и коэффициент теплоотдачи зависит от физических свойств самого слоя.

В случаях конвективного теплообмена различают две задачи:

1. Внутреннюю, когда жидкость (газ) движутся внутри канала;

2. Внешнюю, когда жидкость извне омывает поверхность тела.

Коэффициент теплоотдачи от среды к стенке и наоборот определяется через безразмерный критерий Nu Нуссельда, который находится в зависимости от критериев, определяющих характер движения (Re Рейнольдса) и изменения физических свойств (Pr Прандтля и др.).

Для определения критериев Nu и Re можно пользоваться номограммой (рис. 34). На ней сплошные линии используются для определения α_к и Nu, а пунктирные – для определения Re.

Критерии теплообмена.

Критерии Рейнольдса

Re=wd/ν,

Где w – средняя по сечению скорость потока, м/сек;

d - диаметр цилиндрической поверхности трубы, смачиваемый потоком, м; для некруглых каналов применяется эквивалентный диаметр, м, для щелей – толщина щели, для пластин – длина, м;

- коэффициент кинематической вязкости среды, м²/сек.

Критерии Прандтля

Pr= ν/α=αсγ/λ,

Где α=λ / сγ – коэффициент температуропроводности, м²/сек;

с – истинная изобарная теплоёмкость, ккал/кг· ºС;

λ - коэффициент теплопроводности, ккал/м·ч· ºС;

γ - удельный вес, кг/м³.

Критерий состоит из физических величин, которые относятся к одной из температур: средней потока, стенки или пограничного слоя (среднеарифмитическая между температурами потока и потока и стенки).

Критерии Нуссельда

Nu= α d/λ,

Где α – коэффициент теплоотдачи от среды к стенке и от стенки к среде, ккал/м²·ч· ºС;

λ - коэффициент теплопроводности, определяемый по средней температуре потока и температуре стенки, ккал/м·ч· ºС.

Критерии Грасгофа

Gr=gl³βΔt /ν²,

Где l – геометрический размер (диаметр трубы при горизонтальном течении среды или высота стенки при вертикальном движении среды), м;

β - объёмный коэффициент расширения среды;

Δt - разность температур между средней температурой потока и температурой стенки, ºС.

В случаях внутренней задачи за определяющий размер принимается эквивалентный диаметр:

d _эев =АF/u,

Где F – площадь поперечного сечения канала, м²;

u - периметр сечения, по которому происходит передача тепла, м.

Для круглых труб d _эев = d _вн.

Зависимости критерии Нуссельда дляпроцессов теплообмена определяют из опыта и представляют в виде эмпирических формул, при которых указывают диапазон опытных значений определяющих критериев и температур. Коэффициент теплоотдачи находят по критерию Нуссельда:

α=λ Nu / l=( Re, Pr, Gr, l/ d).

Теплоотдача от газов к стенке.

Коэффициент теплоотдачи конвекцией от продуктов сгорания или воздуха к поверхности нагрева или от поверхности нагрева к воздуху можно определить по номограмме (см. рис. 34[7]).

Номограмма построена для шахматного и коридорного пучка труб (рис. 35) при поперечном омывании их продуктами сгорания, для трубного пучка при продольном омывании его воздухом и среднего состава продуктов сгорания (r_{Н2 О}=0,11).

ОБОЗНАЧЕНИЯ:

s₁/d и s₂/d - относительные шаги шахматного пучка: продольный и поперечный;

d - диаметр трубы, м;

w - скорость потока, м/сек;

t - средняя температура потока, ºС;

с_s - коэффициент, зависящий от s₁/d и s₂/d;

Z _ш - число рядов шахматного пучка;

Z _к - число рядов коридорного пучка;

l/d - 0тношение длины трубы к диаметру.

ОРДИНАТЫ НОМОГРАММЫ:

I – значение Re для шахматного пучка,

I I - значение Re для коридорного пучка,

I I I - значение Re для пучка при продольном омывании воздухом.

Пунктирные линии в правой нижней четверти номограммы используются для определения Re, а сплошные – Nu и коэффициента теплоотдачи.

Пунктирными стрелками показан ключ и порядок определения коэффициента теплоотдачи по номограмме.

Пример определения коэффициента теплоотдачи.

Предварительно по заданным значениям s₁/d и s₂/d находим коэффициент с_s (см. график в верхней левой четверти). При заданных w=5,45м/сек, d =50мм и t₂ =300ºС находим Re = 6,2 ·10³ на ординате I; при Z_ш =20 рядам и с_s=1,3 определяем Nu =72,5; и перемещаясь по направлению пунктирной линии ключа, находим α_к =59 ккал/м²·ч· ºС.

Максимально возможная ошибка в определении из-за изменения состава продуктов сгорания для нефтяных топлив не превышает 1%.

Теплофизические параметры сухого воздуха при 760 мм. рт. ст. приведены в таблице 9.10, а для дымовых газов – в таблице 9.11.

Таблица 9.10

Теплофизические параметры сухого воздуха при 760 мм. рт. ст
t, ºС	γ, кг/м3	ср, ккал/кг· ºС	λ ·102, ккал/м·ч·ºС	α, ·102 м2/ч	μ·106, кг·сек/м2	ν ·106, м2/сек	рz
-30	1,543	0,242	1,89	5,37	1,60	10,80	0,723
-20	1,395	0,241	1,96	5,83	1,65	12,79	0,716
-10	1,342	0,241	2,03	6,28	1,70	12,43	0,712
0	1,293	0,240	2,10	6,77	1,75	13,28	0,707
10	1,247	0,240	2,16	7,22	1,80	14,16	0,705
20	1,205	0,240	2,23	7,71	1,85	15,06	0,703
30	1,165	0,240	2,30	8,23	1,90	16,00	0,701
40	1,128	0,240	2,37	8,75	1,95	16,96	0,699
50	1,093	0,240	2,43	9,26	2,00	17,95	0,698
60	1,060	0,240	2,49	9,79	2,05	18,97	0,696
80	1,000	0,241	2,62	10,87	2,15	21,09	0,692
100	0,946	0,241	2,76	12,11	2,23	23,13	0,688
120	0,898	0,241	2,87	13,26	2,33	25,45	0,686
140	0,854	0,242	3,00	14,52	2,42	27,80	0,684
160	0,815	0,243	3,13	15,80	2,50	30,09	0,682
180	0,779	0,244	3,25	17,10	2,58	32,48	0,681
200	0,746	0,245	3,38	18,49	2,65	34,85	0,680
250	0,674	0,248	3,67	21,96	2,79	40,61	0,677
300	0,615	0,250	3, 96	25,76	3,03	48,33	0,674
400	0,524	0,255	4,48	33,52	3,37	63,09	0,678
500	0,456	0,261	4,94	41,51	3,69	79,38	0,687
600	0,404	0,266	5,35	49,78	3,99	96,89	0,699
700	0,362	0,271	5,77	58,82	4.26	115,4	0,706
800	0,329	0,276	6,17	67,95	4,52	134,8	0,713
1000	0,277	0,283	6,94	88,53	5,00	177,1	0,719

Таблица 9.11

Теплофизические параметры дымовых газов при 760 мм. рт. ст
t, ºС	γ, кг/м3	ср, ккал/кг· ºС	λ ·102, ккал/м·ч·ºС	α, ·102 м2/ч	μ·106, кг·сек/м2	ν ·106, м2/сек	рz
0	1,295	0,240	1,96	6,08	1,609	12,20	0,72
100	0,950	0,255	2,69	11,10	2,079	21,54	0,69
200	0,748	0,262	3,45	17,60	2,497	32,80	0,67
300	0,617	0,268	4,16	35,16	2,878	45,81	0,65
400	0,525	0,275	4,90	33,94	3,230	60,38	0,64
500	0,457	0,283	5,64	43,61	3,553	76,30	0,63
600	0,405	0,290	6,38	54,32	3,860	93,61	0,62
700	0,363	0,296	7,11	66,17	4,148	112,1	0,61
800	0,330	0,302	7,87	79,09	4,422	131,8	0,60
900	0,301	0,308	8,61	92,87	4,680	152,5	0,59
1000	0,275	0,312	9,37	109,21	4,930	174,3	0,58
1100	0,257	0,316	10,10	124,37	5,169	197,1	0,57
1200	0,240	0,320	10,85	141,27	5,402	221,0	0,56
Примечание: данные приведены для дымовых газов среднего состава: СО2=13%, Н2О= 11%, N2=76%

Теплоотдача от газа к поверхности внутренних стенок цилиндров ДВС.

Колебания температуры в стенках цилиндра распространяются на незначительную глубину от поверхности (не более 0,001…0,002м). Количество тепла, передаваемого газом в цилиндре путём конвекции, составляет примерно82% всего количества тепла (18% на лучевое испускание). Для определения коэффициента теплоотдачи α_Г в цилиндрах различных типов двигателей используют опытные зависимости (Нуссельда, Брилинга, Эйхельберга, Иноземцева, Пфлаума, Семёнова и др.)

Формула Эйхельберга (судовые двухтактные дизели):

α_Г =2,1 (с_т)^0,33(Р_ГТ_Г) ^0,5 (Р_к) ^0,25ккал/м²·ч· ºС,

Здесь: с_т - средняя скорость поршня, м/с;

Р_Г , Т_Г - давление (кгс/см²) и температура газа (ºК) в цилиндре;

Р_к - абсолютное давление наддува, кгс/см².

Ориентировочные значения среднего коэффициента от газа к стенкам камеры сгорания:

α_Г^ср =270…320 ккал/м²·ч· ºС – для двухтактных малооборотных дизелей;

α_Г^ср =260…280 ккал/м²·ч· ºС – для четырёхтактных дизелей.

Коэффициент теплоотдачи от газа к боковой поверхности головки поршня, расположенной над поршневыми кольцами:

α_Г^П =280…300 ккал/м²·ч· ºС.

Теплоотдача от стенки к воде.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде для турбулентного потока (Re >10) и гладких прямых трубок при нагревании воды:

α₂ =[bw_в^0,8 (l/d)^-0,054]/d _в^0,2 ккал/м²·ч· ºС,

где b = 152+24t_ср;

d _в - внутренний диаметр трубки, м.

Для приближённых расчетов при (l/d)=100…400 можно пользоваться формулой:

α₂ =0,75bw_в^0,8 /d _в^0,2 ккал/м²·ч· ºС.

На рисунке 36[7] приведены зависимости физических параметров γ, ν. λ морской воды от её средней температуры и солёности. Там же даны графики b= f(t_ср) для солёности 30. 35 и 40% _о.

Зависимость между солёностью морской воды (в градусах Брандта) и содержанием в ней хлора (связанного с натрием) определяется по формуле:

S = 0,3+1,805Cl%_о.

Теплоотдача в изогнутых трубах выше, чем на прямых участках.

Коэффициент теплоотдачи для винтовых змеевиков при

Re> Re_кр=2300+10500(d/R) рассчитывается как для прямой трубы с введением множителя ε=1+1,8(d/R), где d - диаметр трубки, м; R - радиус сгиба, м.

Для втулок и крышек судовых двигателей (табл. 9.12):

α₂ =300+1800(w_в) ^0,5 ккал/м²·ч· ºС,

где w_в - скорость воды относительно стенок (для верхних поясов втулки –(0,25…1,5)м/сек, для крышки – (0,5…1,5)м/сек).

Теплоотдача от стенки к пару.

Коэффициент теплоотдачи от стенки к перегретому пару α₂ можно определить с помощью номограммы (рис. 4-42 [7]), где дан её ключ. Разность температур стенок и пара:

Δt=q(d_н/ d_вн)/ α₂+0,575 q(d_н/λ)lg(d_н/ d_вн),

Где q - тепловая нагрузка, ккал/м²·ч.

Для пароперегревателя:

q =[D_пп(i_пп-i_н)]/H_пп,

Где q – расход перегретого пара, кг/ч;

i_пп, i_н - энтальпия соответственно перегретого пара и насыщенного пара, ккал/кг;

H_пп - поверхность пароперегревателя, м².

Надёжность работы трубок оценивается по сопоставлению действительного значения t_ст с допустимой температурой для данной марки котельной стали.

Таблица 9.12

Средняя величина α2, ккал/м2·ч· ºС
Детали ЦПГ		α2
Втулки и крышки		1000 -2000
Поршни	с водяным охлаждением		~4000
	с масляным охлаждением		~5000
Примечание: α2 [квт/м2· ºС]=1,16·10-3 α2 [ккал/м2·ч· ºС]

Теплоотдача при кипении воды в трубах.

Кипение начинается после того, как температура поверхности нагрева t_с станет выше температуры насыщения пара t_н при данном давлении.

Пузырьковый режим наблюдается до критических значений тепловой нагрузки поверхности (плотности теплового потока) q_кр или Δt_кр=(t_с - t_н)_кр, которые зависят от физических свойств жидкости, а также от состояния поверхности. При кипении воды в условиях естественной конвекции и р=1ата:

q_кр =(1,2…1,3) ·10⁶ ккал/м²·ч, Δt_кр=25 ºС.

Режим плёночного кипения и резкое падение коэффициента теплоотдачи наступают при q> q_кр или Δt> Δt_кр. В области развитого плёночного кипения α почти не зависит от Δt, а q возрастает приблизительно пропорционально Δt.

В случае парового обогрева при переходе через критическую точку вместе с α падает также и q, что приводит снижению производительности теплообменного аппарата. При кипении в большом объёме (в том числе на наружной поверхности пучка труб) в условиях естественной конвекции коэффициент теплоотдачи α можно определить по приближённой формуле:

α =(С_р)^0,4 q^-0,7 ккал/м²·ч· ºС.

Эта формула справедлива в пределах тепловой нагрузки 5000<q<(0,2…0,4) q_кр и давлении от 0,2 до 10ата. Здесь С – коэффициент, зависящий от свойства жидкости и поверхности нагрева. Для воды, кипящей в трубах из цветных сплавов С=2,6

Для холодильных агентов при температуре кипения от -40 до 0 ºС:

Аммиак α₀ =92 q^0,25

Фреон-12 α₀ =66 q^0,25

Фреонт-11 α₀ =30 q^0,25

Здесь q - удельный тепловой поток, ккал/м²·ч.

При кипении фреонов растворённоё в них масло существенно ухудшает теплоотдачу. При концентрации масла во фреоне в пределах 0…10% α =φ α₀, где φ=1...0,7.

Теплоотдача при конденсации водяного пара.

Для одиночной горизонтальной трубы и первого ряда пучка горизонтальных трубок, обтекаемых сверху вниз водяным паром (без примеси воздуха), коэффициент теплоотдачи вычисляют по формуле:

α =(В w_П ^0,16)/( d_н ^0,705Δt^0,125) ккал/м²·ч· ºС,

Где w_П – скорость набегающего потока, м/сек;

d_н - наружный диаметр трубки, м;

Δt - температурный напор;

t_н - температура насыщенного пара при давлении конденсации, ºС;

t_с - средняя температура стенки, ºС;

В =549+7,05(-30) ^0,9.

В зависимости от состояния поверхности теплообмена на ней может происходить капельная или плёночная конденсация пара.

Стекающая плёнка конденсата обладает термическим сопротивлением, величина которого зависти от характера течения (ламинарное, турбулентное) и толщины плёнки.

При плёночной конденсации: α_П =6000…10000 ккал/м²·ч· ºС.

При капельной конденсации в условиях неподвижного пара: α_П=30000 ккал/м²·ч· ºС.

При движущемся паре и повышенных давлениях значение α_П доходит до 125000 ккал/м²·ч· ºС и выше.

Интенсивность конденсации пара на охлаждающей поверхности определяется характером двух процессов, протекающих одновременно: отвода тепла от поверхности и притока к ней частиц пара (массообмен). При конденсации пара содержащего неконденсирующие газы, интенсивность процесса определяется, главным образом, скоростью переноса частиц пара к охлаждающей поверхности (конвекция, диффузия).

Окисная плёнка на поверхности металла обладает дополнительным термическим сопротивлением и оказывает тормозящее действие на течение плёнки конденсата. Для окислённых, но не загрязнённых труб коэффициент теплоотдачи снижается на15-20% по сравнению с чистыми гладкими поверхностями.

Конденсаторы.

Для приближённых расчетов пользуются графиком (рис. 4-43 [7]); Нижние кривые определяют средний коэффициент теплопередачи k₀ для латунных трубок с наружными диаметрами 19, 22, 25мм при d _к =40кг/ м²·ч и t₁=21ºС. По верхним кривым устанавливают значения поправочных коэффициентов β_t и β_d для заданного режима работы конденсатора.

Средний коэффициент теплопередачи вычисляют по формуле:

k =k₀ β_t β_d β_s .

Значения , полученные по графикам (рис. 38), несколько завышены, особенно для низких температур (<15 ºС) забортной воды.

Зависимости среднего коэффициента теплопередачи в главном конденсаторе ГТЗА типа ТС-1 показаны на рис.39.

Подогреватели питательной воды (ППВ).

В паровых ППВ коэффициент теплопередачи k определяется в зависимости от скорости воды в трубах w₁ и её средней температуры. Графики (рис. 4.45[7]) построены для подогревателей с латунными трубками d_н=19мм (при d_н =16мм k увеличивается на 21%, а при d_н =25мм уменьшается на 3%). На рис. 4.46[7] показана зависимость вида k=f(G_В,δt); δt – ТЕМПЕРАТУРНЫЙ НАПОР на выходе воды.

Теплоотдача при конденсации холодильных агентов.

Коэффициент теплоотдачи от фреона к стенке трубы α_ф зависит от температурного напора Δt (см. рис. 4.47[7]). Уменьшение α_ф с увеличением Δt объясняется образованием плёнки конденсата на трубах.

Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке для судовых маслоохладителей (с трубками диаметром 16/14мм) определяется по формуле:

α=2,6β₁β₂ t_м^0,9w_м^0,6, где β₁=0,97+0,055 w_в - поправка на скорость движения охлаждающей воды в трубках;

w_в - средняя скорость движения охлаждающей воды в трубках, м/сек;

β₂ = (14,4+ t _в) ^0,5 – поправка на температуру охлаждающей воды;

t_в - средняя температура охлаждающей воды в охладителе, °С;

t_м - средняя температура охлаждаемого масла в охладителе, °С;

w_м - средняя скорость масла, м/сек.

Зависимости коэффициента теплопередачи k=f(G_В,t_В) в маслоохладителях (практически чистых, типов МО-220 и МО-260) показаны на рис. 4.48[7]. В условиях постоянного расхода масла и заданной температуры забортной воды k изменяется приблизительно прямо пропорционально расходу охлаждающей воды G_В.

Зависимости коэффициента теплопередачи k_Т=f(G_Т,t_Т1) для практически чистых поверхностей нагрева паровых топливоподогревателей типа ПН-40 (при t_Т2 =95°С) приведены на рис. 4.49[7].

ПОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ ТЕПЛООБМЕННИКОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИК

Уравнение теплового баланса:

Q=G₁(i₁' - i₁")η_пот= G₂(i₂" -i₂') ,

где Q – количество тепла, передаваемого от первичного теплоносителя ко вторичному (тепловая мощность аппарата), ккал/ч;

G - весовой расход, кг/ч;

i - энтальпия теплоносителей, ккал/кг;

η_пот =0,97…0,99 – коэффициент тепловых потерь.

Индекс «1» относится к первичному (греющему), а индекс «2» - ко вторичному теплоносителю; одним штрихом обозначено состояние теплоносителя при входе, а двумя штрихами – при выходе.

Для аппаратов с первичным теплоносителем – конденсирующимся паром, а вторичным – нагреваемой водой (паровые теплообменники, конденсаторы):

Q=G₁(i₁' - t₁")η_пот= с₂ G₂(t₂" - t₂'),

где t₁" – температура конденсата греющего пара.

Если оба теплоносителя – жидкости или конденсирующиеся газы (водяные подогреватели, маслоохладители и т. п.), то:

Q= с₁G₁(t₁' - t₁")η_пот= с₂ G₂(t₂" - t₂').

Водяной тепловой эквивалент:

W= с G - количество тепла, необходимое для нагрева G кг теплоносителя на 1°С

Уравнение теплопередачи:

Q=kFΔt_ср,

Где k – коэффициент теплопередачи, Дж/м²·с· ºС (ккал/м²·ч· ºС);

F- поверхность теплообмена, м²;

Δt_ср - средняя разность температур, °С.

Тепловая мощность аппарата:

Q=kFΔt_ср = (с G)_б δt_м= (с G)_м δt_б,

Где (с G)_б; (с G)_м - больший и меньший тепловые (водяные) эквиваленты теплоносителей, Дж/°С (ккал/°С);

δt_б; δt_м = больший и меньший перепады температур теплоносителей, °С (см. рис. 45).

Уравнение характеристики теплообменного аппарата:

q=Q/Δ=1/[а/(с G)_б +в/(с G)_м+1/kF],

Где Q – тепловая производительность аппарата,Дж/с (ккал/ч);

q – тепловая производительность аппарата на 1°С максимальной разности температур между греющим и нагреваемым теплоносителями, Вт/°С (ккал/ч· ºС);

Δ - максимальная разность между греющим и нагреваемым теплоносителями;

а и в – постоянные коэффициенты, зависящие от схемы движения теплоносителя в аппарате приведены в таблице 9.13.

Таблица 9.13

Значение коэффициентов а и в
Схема движения теплоносителя	Условное изображение процесса (рис. 4-50[7])	а	в
Противоток	I и I I	0,35	0,65
Прямоток	I I I и IV	0,65	0,65
Перекрёстный ток	-	0,50	0,65

При изменении фазового состояния одного теплоносителя:

q=Q/Δ=1/[0,65/(с G) +1/kF], ккал/ ч· ºС,

где (с G) - тепловой эквивалент неменяющегося теплоносителя.

При изменении фазового состояния обоих теплоносителей:

q=Q/Δ=kF.

Тепловая производительность аппарата пропорциональна максимальной разности температур греющего и нагреваемого теплоносителей ().

По характеристике теплообменного аппарата (см. рис. 4-51[7]) оценивают изменение теплопроизводительности и конечных параметров теплоносителей при изменении расхода одного из них.

Для конкретных условий теплообмена величина kF может быть выражена следующим образом:

для водяных и газовых теплообменников при турбулентном движении обеих сред: kF=Ф₀(G_П G_В)^0,5;

для пароводяных и паровоздушных теплообменников, в которых пар конденсируется, а вода или воздух движутся в турбулентном режиме: kF=Ф₀(G_В)^0,5,

где Ф₀ – тепловая производительность аппарата, отнесённая к 1°С средней разности температур и единице расхода нагреваемой воды (газа); Ф₀ - постоянный параметр аппарата, зависящий от его конструктивных особенностей, чистоты поверхности и воздушной полости (определяется опытным путём – см. главу « теплообменные установки и аппараты»).

Температурный напор на выходе воды (конечный) в пароводяном подогревателе (конденсаторе):

δt=Δt_р·l^(kF/Gс) °С, где Δt_р – разность между температурой насыщения греющего пара и температурой воды на входе в подогреватель;

G - расход питательной воды через подогреватель, кг/ч; - поверхность подогревателя, м²;

с- средняя теплоёмкость питательной воды, ккал/кг °С.

ТЕПЛОБМЕН ИЗЛУЧЕНИЕМ

Основные понятия и законы теплового излучения.

Тепловое излучение происходит как в видимой (0,4…0,76мкн), так и в невидимой (инфракрасной – 0,76…420мкн) областях спектра. Основная часть лучистой энергии приходится на волны длиной от 0,76мкн до 15 мкн.

В общем случае тепловой поток телами поглощается (Q_А), отражается (Q_R) и пропускается (Q_D):

Q= Q_А+ Q_R+ Q_D, при этом:

А=Q_А / Q - коэффициент поглощения;

D= Q_R / Q - коэффициент отражения;

R= Q_D / Q - коэффициент пропускания.

Для прозрачных тел: D=0 и А+ R=1;

Для абсолютно чёрного тела D=R=0 и А=1;

Для абсолютно белого тела А+ D =0 и R=1.

Абсолютно чёрное тело обладает наибольшей излучающей способностью по сравнению с любыми реальными телами при одинаковой температуре. Спектральная интенсивность излучения абсолютно чёрного тела зависит от длины волны и температуры (см. рис.4-53[7[).

Максимум спектральной интенсивности отвечает длине волны:

λ_тах=0,2897/Т, см.

Максимум интенсивности излучения абсолютно чёрного тела с увеличением температуры перемещается в сторону более коротких волн (закон Вина).

Тепловое излучение относят к заданному направлению или к полусфере. Его характеризуют следующие величины:

а) энергия полусферического излучения, или плотность излучения

Е, кВт/ м² (ккал/м²·ч);

б) интенсивность полусферического излучения I_λ, кВт/ м³ (ккал/м³·ч) – энергия излучения в узком интервале длин волн;

в) угловая плотность излучения i, , кВт/ стер (ккал/стер·ч) – отношение лучистого потока кВт (ккал/ч), посылаемого в данном направлении элементарной площадкой ΔF в пределах телесного угла Δω, к величине этого угла;

г) калорическая яркость кВт/ стер м² (ккал/стер·м²·ч) – отношение угловой плотности излучения к проекции площадки на плоскость, перпендикулярную направлению излучения (см. рис. 4-54[7]).

Плотность излучения чёрного тела во всём диапазоне длин волн пропорциональна четвёртой степени его абсолютной температуры (закон Стефана- Больцмана):

Е₀=С₀ (Т/100)⁴, кВт/ м² (ккал/ м²·ч),

Где С₀=5,70кВт/ м²°К (4,90 ккал/( м²·ч· °К))– коэффициент излучения абсолютно чёрного тела ,

Т - температура тела, °К.

Серое тело поглощает одну и ту же долю падающего на него излучения во всём интервале длин волн. К серым телам могут быть отнесены все твёрдые тела, имеющие шероховатые или окисленные поверхности со сравнительно высокими поглотительными свойствами. Для серых тел А>1 и не зависит от температуры. Плотность излучения серого тела:

Е=АЕ₀ =ε Е₀=σ(Т/100)⁴, кВт/ м² (ккал/ м²·ч),

Где А= ε=Е/ Е₀ – степень черноты, зависящая от природы тела, характера его поверхности и температуры (см. табл. 9.14);

σ=4,9 ε кВт/( м²·ч· °К⁴) [ккал/( м²·ч· °К⁴)]- коэффициент излучения серого тела.

Серое тело излучает энергии тем больше, чем выше его коэффициент поглощения (закон Киргофа). При этом всякое тело может излучать только в тех областях спектра, в которых оно обладает способностью поглощения лучистой энергии.

Для абсолютно чёрного тела калорическая яркость излучения, т. е. величина лучистого потока в направлении (см. рис. 4-54[7]), отнесённая к единице телесного угла Δω и единице поверхности ΔF ,перпендикулярной к направлению излучения, одинакова для всех направлений (закон Ламберта).

Таблица 9.14

Степень черноты нормального излучения для различных материалов
Материал		t,°С	ε
Алюминий шероховатый		26	0,055
Сталь	Листовая шлифованная	940-1100	0,55-0,61
	Окисленная при 600°С	200-600	0,80
	Листовая с плотным блестящим слоем окиси	26	0,82
Латунь	Прокатная	22	0,06
	С тусклой поверхностью	50-350	0,22
Медь	Полированная	80-115	0,018-0,023
	Окисленная при 600°С	200-600	0,57-0,87
Олово, листовое лужённое железо		25	0,043-0,064
Цинк полированный		225-325	0,045-0,053
Оцинкованное листовое железо		28	0,128
Оцинкованное листовое железо окисленное		24	0,276
Асбестовый картон		24	0,96
Кирпич	Шамотный	1100	0,75
	Огнеупорный	-	0,8-0,9
Лак чёрный матовый		40-95	0,96-0,98
Масляные краски различных цветов		100	0,92-0,96
Сажа		95-270	0,952

Теплообмен излучением между двумя плоскими параллельными поверхностями (F=F₁=F₂) серых тел с температурами Т₁ и Т₂ (Т₁ > Т₂) рассчитывают по формуле:

Q_1,2=4,9 ε_пр · F ·[(Т₁ /100)⁴- (Т₂/100)⁴] кВт (ккал/ч),

Где ε_пр – приведённая степень черноты системы тел;

F - площадь поверхности тела.

Для двух неограниченных параллельных плоскостей:

ε_пр =1/(1/ε₁+1/ε₂ -1),

Где ε₁ и ε₂ – степени черноты теплообменивающихся поверхностей.

Коэффициент теплоотдачи при теплообмене между двумя серыми поверхностями:

α_л^"=4,9·10^-8· ε_пр ·[( Т₁⁴ - Т₂⁴)/( Т₁ - Т₂)]=А ε_пр ккал/( м²·ч·°С),

Где А=4,9·10^-8· [( Т₁⁴ - Т₂⁴)/( Т₁ - Т₂)] (см. табл.9.15).

Если одно тело с поверхностью F₁ со всех сторон окружено поверхностью F₂ второго серого тела и F₂ >> F₁ , то ε_пр = ε₁. количество переданного тепла определяется по формуле, приведённой выше. Для снижения теплопотерь нагретыми поверхностями их закрывают отражательными листами (экранами).

Таблица 9.15

Коэффициент А=4,9·10-8· [( Т14 - Т24)/( Т1 - Т2)]
t1, °С	t2, °С
	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100	200
10	0	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
20	4,9	0	-	-	-	-	-	-	-	-	-
30	5	5,2	0	-	-	-	-	-	-	-	-
40	5,2	5,5	5,8	0	-	-	-	-	-	-	-
50	5,6	5,8	6,05	6,5	0	-	-	-	-	-	-
60	5,9	6,1	6,44	6,75	7	0	-	-	-	-	-
70	6,2	6,4	6,75	7,1	7,5	7,5	0	-	-	-	-
80	6,5	6,8	7,1	7,5	7,7	8	8	0	-	-	-
90	6,95	7,1	7,45	7,7	8	8,3	8,5	9	0	-	-
100	7,15	7,45	7,75	8,1	8,4	8,75	9	9,5	10	0	-
200	11,4	11,7	12,1	12,5	12,9	13,4	13,7	14,2	14,7	15,2	0
300	17,3	17,8	18,3	18,7	19,2	19,6	20,6	20,8	21,3	21,9	28,6
400	25,2	25,8	26,3	26,9	27,5	28	28,6	29,4	30	32,7	38,3
500	35,5	36,1	36,5	37,4	38,1	38,9	39,6	40,3	41,1	41,8	50,6
600	48,3	48,8	49,1	50,5	51,3	52,4	53	53,9	54,8	55,6	65,7

Теплообмен излучением в топочном объёме.

Для анализа процесса горения и теплообмена в топочном объёме определяют действительную температуре газа на выходе из топки – t_Т (номограмма, рис. 4-55[7]). По этой температуре, используя диаграмму i-t, можно найти значение теплосодержания продуктов сгорания и количество тепла, переданного поверхностями нагрева, расположенными в топочном пространстве. На номограмме (см. рис. 50) между правыми (верхней и нижней) четвертями нанесена i-t–диаграмма (жидкое топливо) при коэффициенте избытка воздуха α=1,15 (нижний ряд цифр – теплосодержание газа, над ним теоретическая температура газов t_а).

Для определения температуры газов необходимо знать следующие исходные величины:

р - давление в топке, ата;

V_Т - объём топки, м³;

F - суммарную поверхность стен топки, м²;

Н_л - суммарную радиационную поверхность нагрева м²;

β - коэффициент, зависящий от типа сжигаемого топлива (β=0,75 для жидких топлив и твёрдых с выходом летучих более 18%);

В_р - расход топлива, кг/ч;

Q_Т - количество тепла, выделяющегося при сгорании 1кг топлива, ккал/кг;

ξ - коэффициент, характеризующий степень загрязнения поверхностей нагрева (при сжигании жидких топлив ξ =0,9, при зашипованных экранах - 0,2, закрытых шамотным кирпичом – 0,1).

Радиационная поверхность нагрева:

Н_л =Σ F_i х_i и F =Σ F_i,

Где F_i – площадь стены, закрытая экраном или котельным пучком с угловым коэффициентом х_i (см. рис. 51[7]).

Порядок определения t_Т.

Предварительно определяют следующие величины:

V_Т р/F; ψ=Н_л /F; В_р Q_Т /ξ Н_л и t_а (по диаграмме i-t). Задаются значением – и откладывают его на правой нижней четверти номограммы (см. рис. 50[7]), а затем следуют, как показано пунктиром, до пересечения с вертикальной линией t_а в правой верхней четверти. Точка пересечения этих линий указывает действительную температуру t_Т на выходе из топки. Если принятое предварительно и найденное значение не совпадают, указанные операции повторяют до полного совпадения обоих значений t_Т.

Задачи.

Бетонная отопительная панель представляет собой плиту, в которой имеются нагревательные элементы — каналы змеевиковой или колончатой формы с теплоносителем.

Для изготовления панелей используют тяжелый бетон, обладающий достаточно высокой теплопроводностью [например, теплопроводность λ_б=1,51 Вт/(м·К) или 1,3 ккал/(ч·м·°С) при 0°С и плотности в сухом состоянии 2400 кг/м³] и коэффициентом линейного расширения

Чаще всего каналы для теплоносителя образуют стальные трубы, коэффициент линейного расширения которых весьма близок к коэффициенту расширения бетона (коэффициенты равны при температуре около 55° С).

Заделка труб в бетон дает существенный теплотехнический эффект — увеличивается теплопередача труб по сравнению с открыто проложенными. Это явление основано на известной закономерности: теплопередача трубы, изолированной теплопроводным материалом, возрастает с увеличением толщины слоя покрытия. Возрастание происходит до некоторого «критического» значения внешнего диаметра d_Kp изолированной трубы, полученного из уравнения, если считать α_н не изменяющимся.

Для бетонного цилиндра вокруг трубы при коэффициенте наружного теплообмена около 11,6 Вт/(м²·К) или 10 ккал/(ч·м²·°С) «критический» диаметр равен приблизительно 220 мм.

Возрастание теплопередачи обетонированной трубы объясняется увеличением внешней теплоотдающей поверхности, которая с ростом, диаметра развивается быстрее, чем сопротивление теплопроводности слоя бетона.

Теплопередача не одной, а ряда труб в бетонной панели, приведенная к 1 м, несколько ниже теплопередачи одиночной трубы в бетоне и зависит от расстояния между трубами (шага труб, обозначенного буквой s) и их положения в панели.

Общая задача-1. Определить, как изменится теплоотдача стальной трубы (длина L_тр=2м) диаметром d_тр=32мм с толщиной стенки δ=3мм после бетонирования её (при диаметре бетонного цилиндра d_бт)? Коэффициенте наружного теплообмена считать постоянным и равным α_н =11,6 Вт/(м²·К). Коэффициенте внутреннего теплообмена от воды к стенке считать постоянным и равным α_вн=1000Вт/(м²·К). Теплопроводность бетона считать постоянной и равной λ_б=1,51 Вт/(м·К). Теплопроводность стали считать постоянной и равной λ_ст=70 Вт/(м·К) Температура теплоносителя t_в=60°С. Температура воздуха в помещении t_воз=18°С. Формулы для расчёта на стр. 69.

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
dбт ,мм	50	60	70	80	90	100	110	120	130	140	150	160	170	180	190

Вариант	16	17	18	19	20	21	22	23	24	25
dбт ,мм	250	260	270	280	290	400	510	620	730	840

Общая задача-2. Для уменьшения тепловых потерь через стены здания и повышения температуры внутренней поверхности кирпичной стены толщиной δ_ст применена изоляция слоем минеральной ваты толщиной δ_из в двух вариантах (установка снаружи и установка внутри). Требуется определить теплопотери ΔQ (1м² площади стены) в обоих вариантах и температуру стены со стороны помещения и выбрать наивыгоднейший из них. Формулы для расчёта на стр. 68. Для решения принять:

• Температуру воздуха внутри помещения 20°С;

• Температуру наружного воздуха -20°С;

• Теплопроводность минеральной ваты считать постоянной и равной λ_из=0,05 Вт/(м·К);

• Теплопроводность кирпичной кладки считать постоянной и равной λ_ст=0,93 Вт/(м·К);

• Коэффициенте наружного теплообмена считать постоянным и равным α_н =6 Вт/(м²·К);

• Коэффициенте внутреннеготеплообмена считать постоянным и равным α_н =12Вт/(м²·К).

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
δст ,мм	600	600	600	600	500	500	500	500	400	400	400	400
δиз ,мм	50	75	100	125	50	75	100	125	50	75	100	125

Вариант	13	14	15	16	17	18	19	20	21	22	23	24	25
δст ,мм	300	300	300	300	700	700	700	700	800	700	700	700	700
δиз ,мм	50	75	100	125	50	75	100	125	50	75	100	125	25

Контрольные вопросы.

1. Назовите и опишите все виды теплообмена.

2. Что называется сложным теплообменом?

3. Что называется градиентом температур?

4. Что такое теплопроводность?

5. Что называется конвективным теплообменом?

6. Какие режимы теплоносителей бывают на практике?

7. Перечислите основные факторы, влияющие на интенсивность конвективного теплообмена.

8. Объясните механизм передачи тепла излучением.

9. Приведите примеры сложного теплообмена применительно к жилым и и производственным зданиям.