Рішення

_{1.Для визначення теплофізичних властивостей теплоносіїв задамося їхніми температурами на виході з теплообмінника. Приймемо,} що на виході мастила й води відповідно вони рівні: ^t₁^”= 36 °^{C, t}₂^”= ^{26 °C.}

_{2. Середні температури теплоносіїв:}

3. Теплофізичні властивості теплоносіїв при середніх температурах:

Мастило:

^Вода:

4. Крок між поперечними перегородками в міжтрубному просторі:

5. Швидкість води в трубах:

6.Число Рейнольдса для води:

_{7. Число Нусельта при турбулентному русі:}

_{8. Коефіцієнт тепловіддачі з боку води:}

9.Число трубок у середньому перетині кожуха теплообмінника:

10. Приймаємо відношення висоти сегмента до діаметра обичайки

h/D₀=0,25. Тоді для S_п/D₀=0,0746/0,16=0,466 з табл. 2 знаходимо χ=0,81

Таблиця 2

h/D0
	h/D0=0,15	h/D0 =0,2	h/D0 =0,25	h/D0 =0,3
0,2	0,83	1,051	1,23	1,4
0,3	0,67	0,858	1,05	1,135
0,4	0,587	0,743	0,872	0,983
0,5	0,525	0,665	0,775	0,880

_{Рис. 1. Поперечний розріз теплообмінника}

_{11. Живий перетин по міжтрубному простору дорівнює:}

12. Швидкість масла у міжтрубному просторі:

13. Число Re₁:

14.Приймаючи число рядів труб Z рівним числу труб у середньому перетині кожуха теплообмінника n_0, з рівняння знаходимо поправку на число рядів труб по ходу теплоносія у міжтрубному просторі.

15. Приймаємо температуру стінки труб у теплообміннику t_с ^{= 31°С, число Прандтля при цій температурі Pr}_c ^{= 919. Число Нуссельта:}

16. Коефіцієнт тепловіддачі з боку гарячого теплоносія:

.

17. Коефіцієнт теплопередачі, віднесений до внутрішньої поверхні трубок:

18. Теплові еквіваленти теплоносіїв:

Тому що W₂>W₁, W₂ - максимальний тепловий еквівалент (W_макс),

^{а W}₁ ^{− мінімальний (W}_мін^{). Позначимо}

_{Тоді число одиниць переносу:}

19. Ефективність теплообмінника (при числі ходів більше трьох у протитечійно-перехресному апараті можна використовувати залежність для чистої протитечії):

20. Температура гарячого й холодного теплоносіїв на виході з апарата:

_{Отримані значення температур теплоносіїв на виході з теплообмінника не істотно відрізняються від раніше прийнятих (див. п. 2), тому вважаються остаточними.}

21.Теплова потужність апарата без обліку втрат теплоти в навколишнє середовище:

_{З урахуванням теплових втрат у теплообміннику (звичайно до 3 %):}

_{З урахуванням теплових втрат при транспортуванні нагрітої води (5 %) і в установці комбінованого виробництва теплоти й холоду (3 %):}

22. Ступінь утилізації теплоти турбінного масла (максимально можлива кількість утилізованої теплоти при працюючій турбіні визначається діапазоном зміни температури масла в її системах змащення й регулювання):

Розрахунок гідравлічних опорів

_{22. Середня температура стінки:}

Даній температурі відповідає коефіцієнт динамічної в'язкості:

23. Коефіцієнт опору по міжтрубному простору знаходимо за рівнянням:

24. Гідравлічний опір по міжтрубному простору з m числом перегородок і, отже, з (m + 1) числом ходів по міжтрубному простору:

25. Коефіцієнт опору по водяному тракту при турбулентному режимі течії усередині гідравлічно гладкої труби:

_{26. Гідравлічний опір по водяному тракту:}

Завдання 10. Визначити необхідну площу поверхні нагрівання теплообмінного апарата типу водоповітряного рекуператора для забезпечення ступеня утилізації теплоти стічних вод, рівного 0,85. Стічна вода використовується для попереднього нагрівання дуттьового (припливного) повітря. Поверхня нагрівання виконана у вигляді коридорного пучка оребрених труб. Зовнішній діаметр труб d; товщина стінки труби δ; робоча довжина L; діаметр круглих ребер D = 28 мм; товщина ребра δ_р = 0,4 мм; cтупінь оребріння ψ = 8,5; гідравлічний діаметр d_э = 5,4 мм. Теплопровідність матеріалу ребра λ = 126 Вт/(м К). Вода рухається по трубах, повітря – у міжтрубному просторі. Число ходів гріючого теплоносія Z. Термічним опором стінки й гідравлічним опором при повороті води в трубах знехтувати. Потужність, затрачувана на прокачування води по трубах, не повинна перевищувати 65 Вт.

Швидкість повітря прийняти рівною 6 м/с. Початкова температура води t₂^’, повітря - t₁^’; витрата води G₂=0,71 кг/с, повітря - G₁=0,32 кг/с.

Завдання 11. Визначити теплову потужність, гідравлічні опори й ступінь утилізації теплоти низькопотенційного джерела ВЕР – турбінного мастила при його охолодженні водою, що направляється потім у систему комбінованого виробництва теплоти й холоду. Охолодження масла здійснюється в кожухотрубному теплообміннику з перегородками у міжтрубном просторі. При рішенні завдання використовувати методику теплового перевірочного розрахунку.

_{Масло тече у міжтрубному просторі, вода – усередині труб.} Внутрішній діаметр кожуха D₀ = 0,18 м; зовнішній діаметр труб d₁ = ^{0,014 м; внутрішній d}₂ ^{= 0,011 м; робоча довжина L; число труб} n; теплопровідність матеріалу труб λ = 69 Вт/(м·К); поверхня теплообміну з боку води F₂ = 1,9 м²; число перегородок у міжтрубному просторі m = 15; розташування трубок – по кутах рівностороннього трикутника, крок між трубками S₁ = 0,03 м; _{товщина перегородки} δ _{= 0,004 м.}

Гарячий теплоносій (масло турбінне): витрата G₁, ^{температура мастила на вході t}₁^’. Холодний теплоносій (вода): витрата G₂, ^{температура води на вході t}₂^’.