Задача 1

Определить необходимую площадь поверхности нагрева теплообменного аппарата типа водовоздуш — ного рекуператора для обеспечения степени утилизации теплоты сточных вод, равной 0,8. Сточная вода используется для предварительного нагревания дутьевого (приточного) воздуха. Поверхность нагрева выполнена в виде коридорного пучка оребренных труб. Наружный диаметр труб d = 12 мм; толщина стенки трубы 5 = 1 мм; рабочая длина L = 5,2 м; диаметр круглых ребер D = 23 мм; толщина ребра 5P = 0,3 мм; степень оребрения у = 8,2; гидравлический диаметр d;3 = 4,7 мм. Теплопроводность материала ребра X = 116 Вт/м К. Вода движется по трубам, воздух — в межтрубном пространстве. Чис­ло ходов греющего теплоносителя z = 5. Термическим сопротивлением стенки и гидравлическим со­противлением при повороте воды в трубах пренебречь. Мощность, затрачиваемая на прокачку воды по трубам, не должна превышать 60 Вт.

Скорость воздуха принять равной 5 м/с. Начальную температура воды t2′ = 49 0C, воздуха t1’= 6°C; расход воды G2 = 0,65 кг/с, воздуха G1 = 0,3 кг/с.

Решение

1. Температура воздуха на выходе из аппарата при эффективности теплообменника

T» -1′ є = ii—Ll = 0,8;

T’ — t’

І; = Є(Г2 -1;)+1; = 0,8(49 — 6)+6 = 40,4 °С.

2. Средняя температура воздуха

= М = 404 + 6 = 23,2 °С. 1 2 2

3. Теплофизичуские свойства воздуха при t1:

Р1 = 1,2 кг/м3, Ср1 = 1005 Дж/(кг К), X1 = 0,0259 Вт/(м • К),

V1 = 15,6 •Ю-6 м2/с, РГ1 = 0,703.

4. Тепловая мощность аппарата

Q = G1 •Cp1 (t1 -11 ) = 0,3 • 1005 • (40,4 — 6) = 10370 Вт.

5. Температура греющего теплоносителя (воды) на выходе из аппарата

T2= t2-_= 49 — 10370 = 45,2 °C 2 2 G2Cp2 0,65-4180

Здесь теплоемкость воды взята при средней температуре воды 46,5 °C. Проверяем значение средней температуры воды

T = t2+t2 = 45,2 + 49 = 471 °С 2 2 2 ‘

Оно близко к ранее принятому t2 = 46,5 °C, поэтому окончательно t2 = 47,1 °С.

6. Теплофизические свойства воды при t2 = 47,1 °C:

Р2 = 985 кг/м3, Ср2 = 4180 дж/(кг "К), Х2 = 0,638 Вт/(м ■ К),

V2 =0,669 10-6 м2/с, Pr2 = 3,6.

7. Мощность, затрачиваемая на прокачку воды по трубам с внутренним диаметром d2 и диной L, мо­жет быть рассчитана по формуле

N = G2 •AP = G2 W^L Р2 ■n 2■n^2 ,

Где п = 0,65 — КПД насоса; ДР = % ■ p2W2L/2 d2ДР — гидравлическое сопротивление.

Принимаем, что режим течения воды турбулентный. Тогда коэффициент сопротивления для гид­равлически гладких труб % = 0,316 Re0,25 и скорость воды внутри труб равна

1

W2 =

0,316 ■G2 L v0 25

У

8. Число Рейнольдса для воды

2 N ■n ■ d125 1175 =С 2 44 ■ 0,65 ■ (0,01)125 175

Т^ ( _..___/__ А125

25 У

= 1,47 м/с

0,316 ■0,65^ 5,2 ■ (,669 ■Ю-6 )

R = = 1,45-0,016 = 25700,

2 v2 0,571 ■Ю -6

Т. е. соответствует развитому турбулентному режиму течения.

9. Число Нуссельта при турбулентном течении воды в трубе

Nu2 = 0,023 ■Re^Pr® 4 = 0,023 ■25700а8 ^^ = 129,7

10. Коэффициент теплоотдачи со стороны воды

Nu2 ■Х2 12970,618 D „

А 2 =—2—2 =—— ‘—— ‘—— = 8017 Вт/(м2 ■К)

2 d2 0,01

11. Число Рейнольдса для воздуха

R = w^ = 5 — Q,004? = 1506

1 v, 15,6 ■ 10 -6

12. Число Нуссельта

Nu, = 0,3 ■Re°,625■ ф-0’375; Pr.,0 333 = 0,3 ■ 1506а625 ■ 8,2-а375 ■ 0,703а333 = 1 1,7.

13. Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха

Nu ■Х1 11,7 ■0,0259 сьл~7 d //2

А< = —-—1 = —!—— :——- = 64,7 Вт/(м ■К)

1 dэ 0,0047

14. Эффективность оребрения: эффективная высота круглого ребра

L’ = [1 + 0,805 ■ дЩ = 0,023- 0,012 V1 + 0,805 ■ ^LI h 0,006751 м;

Комплекс

0,5

2а1 Чхр Л у

Ml’ =

0,5

•l’ = | 264,5— I • 0,006751 = 0,411; ‘ч116 •0,0003,

Эффективность одиночного ребра

Th(Ml‘) = Th(0,411) = 0947; ml’ 0,411 ‘ ‘

Эффективность ребристой поверхности

1 +——————- 1————- I = 475 Вт/(м2 •К).

K2 =

П0 = 1 — ^^ (1 — пр) = 1 — 0,878(1 — 0,947) = 0,953 . 15. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности труб

-1

‘ 1 1 ^

— +———

8017 64,7 • 0,953 • 8,2

Va2 а-^с^у

16. Логарифмический температурный напор между теплоносителями

At б — AtM є 39,2 — 8,6,

At = б a1 м Єаі = ‘392’ 0,95 = 20,2 °С, ln ln —

А1м 8,6

Где А16 = t»2 — t’1 = 45,2 — 6,0 = 39,2 °С и А1м = t’2 — t»1 = 49,0 — 40,4 = 8,6°С;

ЄА1 = 0,95 — поправка на вид относительного движения теплоносителей (для перекрестного тока) при

F’-1′ 40 6 — 6 0 і’ -1» 49 0 — 45 2

P = h-h = 40,6 6,0 = 0 8 и R = І2_-І2 = 49,0 45,2 = 011

F

T’2 -11 49,0 — 6,0 t1-t’ 40,4 — 6,0

17. Поверхность теплообмена

Q 10370 = 1,08 м2

K^ At 475 • 20,2

Задача 2

Определить тепловую мощность, гидравлические сопротивления и степень утилизации теплоты низ­копотенциального источника ВЭР — турбинного масла при его охлаждении водой, направляемой затем в систему комбинированного производства теплоты и холода. Охлаждение масла осуществляется в кожухотрубном теплообменнике с перегородками в межтрубном пространстве. При решении задачи использовать 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 X, = 58 Вт/(м К); поверхность теплообмена со стороны во­ды F2 =.1,5 м2; число перегородок в межтрубном пространстве m = 10; расположение трубок — по углам равностороннего треугольника, шаг между трубками S = 0,02 м; толщина перегородки 5 = 0,002 м.

Горячий теплоноситель (масло турбинное)

Расход. G1, кг/с……………………………

Температура масла на входе t1, °С… Холодный теплоноситель (вода):

Расход G2, кг/с……………………………

Температура воды на входе t’2, °С….

Решение

1. Для определения теплофизических свойств теплоносителей зададимся их температурами на вы­ходе из теплообменника. Примем, что на выходе масла и воды соответственно они равны: t1" = 36 °C, t2" = 26 °C.

2. Средние температуры теплоносителей

= М = 36 + 45 = 40 °с; = М = 26 + 25 = 25,5 °С.

1 2 2 1 2 2

3. Теплофизические свойства теплоносителей при средних температурах: Масло: р1= 865 кг/м3, Ср1=1930 дж/(кг К), Х1=0,128 Вт/(м К),

V1=35 • 10-6 м2/с, цст = 30,3 • 10-3 кг/(м с), Pr1=421.

Вода: р2 = 995 кг/м3, Ср2 = 4180 дж/(кг К), Х2 = 0,61 Вт/(м К),

V2 = 0,985■10-6 м2/с, Pr2 = 6,5.

4. Шаг между поперечными перегородками в межтрубном пространстве

4G2 4 5,4 W2 =——- =——————— :———— = 1,06 м/с. 2 2 2

T = — = 0,0746 м. m

5. Скорость воды в трубах

W = 2 2

P2nd2n 995 ■ 3,14 ■0,012 64

6. Число Рейнольдса для воды

Re2 = = 1,06-0,016 = 10800. 2 v2 0,985 ■10-6

7. Число Нуссельта при турбулентном течении

Nu2 = 0,023 ■Re2,8■Pr2°,4 = 0,023 ■ 10800а8 ■6,5а4 = 81,7.

-■2 — 1 ‘2

8. Коэффициент теплоотдачи со стороны воды

Nu2 ■Х2 81,7 ■0,61 .OQ_ D..2 ^

A2 = —2—- = —!————— :— = 4985 Вт/(м ■К)

2 d2 0,01

9. Число трубок в среднем сечении кожуха теплообменника

= D° = 0,16

= 8.

S1 0,02

10. Принимаем отношение высоты сегмента к диа­метру обечайки h/D° = 0,25. Тогда для tn/D° = 0,0746/0,16 = 0,466 из табл.1 на­ходим х = 0,81.

Таблица 1 Топливно-энергетический баланс Л/х H/D° 0,15 0,2 0,25 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

11. Живое сечение по межтрубному пространству равно

F ■ х = (°,746 — 10-0,002Х°,02 — °,012)-8 ■081 = 000408 м2

Ж M Л 10

12. Скорость масла в межтрубном пространстве

W1 = =—————- 075——— = 0,218 м/с

1 p^F6 865 0,00408

13. Число Re1

R = = a218-0012 = 72,8.

1 v1 35 •Ю-6

14. Принимая число рядов труб Z равным числу труб в среднем сечении кожуха теплообменника n0, из уравнения находим поправку на число рядов труб по ходу теплоносителя в межтрубном простран­стве.

9z = 0,816 + 0,0361 • Z + 0,18 • 10-3 • Re — 0,143 • 10-2 • Z2 + 0,353 • 10-7 • Re2 + 0,932 • 10-5 • Z • Re = = 0,816 + 0,0361 • 8 + 0,18 • 10-3 • 100 — 0,143 • 10-2 • 82 + 0,353 • 10-7 • 1002 + 0,932 • 10-5 • 8 • 100 = 1,00.

15. Принимаем температуру стенки труб в теплообменнике 1с =31 0С, число Прандтля при этой темпе­ратуре Prc = 919. И число Нуссельта

Ґ 0,25 , 0 25

РГ1

(D — І, f 884^

Nu1 = 0,6Reus Pr036 —1 = 0,6 • 72,8US • 421", | ——-1 Л = 58,3.

919

16. Коэффициент теплоотдачи со стороны горячего теплоносителя

Pr

V с у

NU1 ^ 58,3 • 0,128 2 v

А1 =—— !—- 1 =—————- = 622 Вт/м •К.

1 d1 0,01

( d2 d2 . d2 1 v 2 — + —Mn-2- + —

17. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности трубок

0,01 0,01 . 0,012 1 | ,, 2 «л

— + —— ln ——— +———— I = 417 Вт/(м2 •К)

0,012• 622 2 58 0,01 4985,

18. Тепловые эквиваленты теплоносителей

W, = G1Cp1 = 0,75 • 1930 = 1450 Вт/К; W2 = G2Cp2 = 5,4 • 4180 = 22200 Вт/К.

Так как W2>W1, W2 — максимальный тепловой эквивалент (W^), а W1 — минимальный (W^). Обо­значим Ю = Wмин / Wмакe = 0,0653.

^ d1a1 2X d1 а 2 у

Тогда число единиц переноса

N = К^ = 4^.15 = 0,666.

W„c„ 1450

19. Эффективность теплообменника (при числе ходов больше трех в противоточно-перекрестном ап­парате можно использовать зависимость є = f(N;ro) для чистого противотока)

1 — e-N(1-rn) 1 — e-0,666(1-0,653)

Є = Т-Юё"^ = 1 — 0,0653 •e-0’666(0’653) = 0,48 .

20. Температура горячего и холодного теплоносителей на выходе из аппарата

T1 = t1 — eft -1’2) = 45 — 0,48(45 — 25) = 35,4 °С;

= e-W^-tg = 0,48 • 1450(45 — 25) = 256 °С

2

W2 +1’2 22200 + 25

Полученные значения температур теплоносителей на выходе из теплообменника не существенно отличаются от ранее принятых (см. п. 2), поэтому считаются окончательными.

21. Тепловая мощность аппарата без учета потерь теплоты в окружающую среду

Q = W, (t1 -11) = 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.

С учетом тепловых потерь при транспорте нагретой воды (5 %) и в установке комбинированного производства теплоты и холода (3 %)

Q** = 0,95 ■0,97 ■О* = 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 в ее системах смазки и регулирования).

О** = 11912 = 0857

Q 13900 Расчет гидравлических сопротивлений

Средняя температура стенки

© + ©© q 45 + 35, 4 13900 _ „

TcT = J—— 1———— — =———- ————— = 25,3 °С.

2 а1 ■ F2 2 622 ■ 1,5

Данной температуре соответствует коэффициент динамической вязкости

ЦСТ = 61,2 • 10-3 кг/(м с).

Коэффициент сопротивления по межтрубному пространству находим по уравнению %1 = 157,8 Re1-°99 (щ/Цст)-0,14 = 157,8 72,8-°99 (30,3 10-3/61,2 10-3)-°14 = 2,51.

Гидравлическое сопротивление по межтрубному пространству с m числом перегородок и, следова­тельно, с (m + 1) числом ходов по межтрубному пространству

ДP1= (m + 1) n° %1 р1 w12/2= (10 +1) • 8 2,51 • 865 • 0,21 82 /2 = 391 Па.

Коэффициент сопротивления по водяному тракту при турбулентном режиме течения внутри гид­равлически гладкой трубы трубы

%2 = 0,316/Re2-°25 = 0,316/10800-°25 = 0,031.

Гидравлическое сопротивление по водяному тракту

Р2 ■W L ЛЛ„, 995 ■ 1,062 0,746 __

ДP2=%2 ——— 2—— = 0,031————————— = 1292 Па

2 d2 2 0,01

6.1.3. Последовательность решения задач..

Задача 1

Определить 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 пары фреона 22 (далее хладон), трубы имеют наружное оребрение и омываются воздухом, поступающим с улицы. Схема движения теплоносителей — перекрестный ток. Расположение труб в пучке — коридор­ное. Темпе-ратура паров хладона на входе T1 =343 K. Teмпература хладона на выходе Tj=324 К. Тем­пература насыщения хладона ТS =327 К, теплота испарения r1 = = 148,7 кДж/кг. Нружный диаметр труб dн = 12 мм, внутренний dв =10 D м. Поперечный и продольный шаги труб S= SD = 23 мм. Диаметр попе­речно-спиральных ребер D = 22 мм, средняя толщина ребра 5р = 0,5 мм, шаг оребрения Sp = 0,5 мм. Температура окружающего воздуха T 2=3080 К. Расход хладона G1 = 0,06 кг/с. Теплопроводность ма­териала поверхности теплообмена и ребер Х = 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;

♦ 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 конденсатора можно считать во всех точках сечения канала практически одинаковой.

3. Задаются температурой воздуха на выходе из конденсатора Т2 .и выполняют расчет первой зоны. Расчет первой зоны

1) Рассчитывают средние (среднеарифметические) температуры теплоносителей в зоне.

2) Используя таблицы или интерполяционные формулы, определяют теплофизические паров хладона и воздуха при их средних температурах.

3) Задаются скоростью парообразного хладона в трубах (порядка 3 м/c) и рассчитывают число Рей — нольдса.

4) Убедившись в том, что режим течения паров хладона турбулентный, выбирают соответствующую формулу 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 теплопередачи отнесенный 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 зоны

Расчет второй зоны

1) 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,

Коэффициентом теплоотдачи при конденсации a, j= 2500 Вт/(м К), рассчитать коэффициент теплопе­редачи, отнесенный к внутренней поверхности трубы. Зная средний температурный напор, рассчитать плотность теплового потока через стенку трубы и по зависимости коэффициента теплоотдачи хладона от 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 теплового потока, а температурой стенки. Но тогда используют зависимость коэффициента теплоотдачи при конденсации паров хладона от разности температур хладона и стенки.

5) Коэффициент теплопередачи.

6) По уравнению теплопередачи — площадь поверхности теплообмена.

7) По уравнению неразрывности и геометрическим соотношениям линейных размеров, проходных се­чений и площади поверхности теплообмена определяют рабочую длину, количество труб в продоль­ном и поперечном рядах пучка.

8) Рассчитывают живые сечения каналов для прохода паров хладона и воздуха в конденсаторе и по уравнениям неразрывности вычисляют значения их скоростей. При существенном (более 5 %) отличии полученных значений скоростей от ранее принятых, расчет повторяют.

Ответ: Площадь поверхности теплообмена S = S1 + S2 Рабочая длина труб Количество труб в пучке

= 4,0 м2. L = 0,5 м. n = 44. 22. Z2 = 2. N1 = 3.

Количество труб в поперечном ряду пучка z1 = Количество рядов труб по ходу воздуха Количество труб, включенных параллельно, в одном ходе хладона

4. Условия задач для самостоятельного решения.

Задача 1. Рассчитать площади поверхностей теплообмена калориферов, используемых для нагрева 10 кг/с наружного воздуха от — 26 °C до + 10 °C воздухом, удаляемым из помещения, в системе утили­зации теплоты последнего с жидкостно-воздушными теплообменниками-утилизаторами (калорифера­ми) и циркулирующим между ними промежуточным теплоносителем. В качестве промежуточного теп­лоносителя используется вода. Ее минимальная температура в системе + 5°C, конечная + 8 °C. Тем­ператур вытяжного воздуха + 25°C, относительная влажность 50 %. Подобрать стандартные калориферы.

Задача 2. Рассчитать площадь поверхности теплообмена вертикального кожухотрубчатого водоподог­ревателя. 72 т/ч воды проходит по трубам диаметром 18/22 мм. Она нагревается от 70 °C до 110 °C. Греющий теплоноситель — вторичный пар из первого корпуса выпарной установки подается в меж­трубное пространство. Параметры пара на входе в теплообменник 0,4 МПа и 140 °C. Коэффициент теплоотдачи пара принять равным 5000 Вт/(м2 K), коэффициент теплоотдачи воды — 4000 Вт/(м2 K). Теплопроводность материала труб — 50 Вт/(м K). Выбрать формулы для расчета коэффициентов теп­лоотдачи пара и воды при заданных условиях и проверить ранее принятые их значения.

Задача 3. Рассчитать размеры греющей поверхности и расход насыщенного водяного пара, образую­щегося при вскипании конденсата и используемого для нагрева 7,2 т воды в аппарате периодического действия с рубашкой. Начальная температура воды 20 °C, конечная 80 °C. Давление пара 0,2 МПа. Соотношение внутреннего диаметра корпуса аппарарта и его рабочей высоты 1:2. Коэффициент теп­лоотдачи пара принять равным 5000 Вт/(м2 K), воды — 800 Вт/(м2 K). Выбрать формулы для расчета коэффициентов теплоотдачи при заданных условиях и проверить ранее принятые их значения. Рас­считать водоподогреватель, если паровую рубашку заменить на погружной змеевик.

Задача 4. Рассчитать площадь поверхности теплообмена воздухоподогревателя из труб со спираль­ным наружным оребрением. Материал труб — алюминий (X = 100 вт/(м K)); диаметр d^du = 27/25 мм, динаметр оребрения D = 75 мм, шаг ребер 3 мм, средняя толщина ребра 0,3 мм. Подогреватель вы­полнен в виде шахматного пучка труб с продольным (в направлении по-тока воздуха) шагом S1 = 1, 2 D и поперечным S2 = 1 D. Расход воздуха 10 кг/с, начальная температура 20 °C, конечная 70 °C. Греющий теплоно-ситель — конденсат водяного пара из системы отоплдения. Начальная и конечная температура конденсата 110 и 80 °C. Коэффициенты теплоотдачи конденсата и воздуха(для воздуха коэффициент теплоотдачи отнесен к пол-ной поверхности с учетом оребрения) принять равными 5000 и 50 Вт/(м2 K). Выбрать формулы для расчета коэффициентов теплоотдачи теплоносителей при за­данных условиях. Проверить ранее принятые их значения.

Задача 5. Определить расход греющего пара и количество труб в греющей камере аппарата для вы­паривания 36 т/ч раствора, поступившего на регенерацию из травильного отделения цеха. Начальная концентрация раствора 5 %, конечная 15 %. Камера кожухотрубчатого типа. Диаметр греющих труб 38х2 мм. Длина труб 4 м. Температура раствора перед камерой 100 °C, его температура кипения 105 °C. Температура насыщения вторичного пара 100 °C. Параметры греющего пара 0,6 МПа и 165 °C. Плотность раствора 1,2 т/м3, теплоемкость 4 кДж/(кг K), Коэффициенты теплоотдачи пара и раствора принять равными 5000 и 800 Вт/(м2 K). Толщина слоя накипи 1 мм, ее теплопроводность 1 Вт/(м K). Материал труб — сталь с теплопроводностью 40 Вт/(м K). Оценить возможную экономию греющего па­ра при выпаривании того же раствора в прямоточной трехкорпусной выпарной установке.

Задача 6. Рассчитать теплообменник для нагрева воздуха водой из водогрейного котла-утилизатора, установленного за циклонной печью. Началь-ные и конечные температуры воздуха — 10 °C и + 15 °C, воды 130 °C и 70 °C. Поверхность теплообмена выполнена в виде шахматного пучка оребренных сна­ружи труб. Диаметр труб d^du = 20/18 мм, поперечно-спиральных ребер D = 40 мм. Толщина ребра 0,3 мм. Материал труб и ребер — сталь. Теплопро-водность стали Хст = 40 Вт/(м K). Шаги труб в пучке S1 = S2 = 1,5 D. Живое сечение каналов для прохода воздуха в межтрубном пространстве принять равным 2 м2. Скорость воды в трубах 1 м/с.

Задача 7. При расчете воздухоподогревателя в системе утилизации теплоты вентиляционных выбро­сов получены следующие данные: площадь поверхности теплообмена 450 м2, проходные сечения по воздуху 2 м2 и по воде 0,006 м2. Каким образом необходимо скомпоновать воздухоподогреватель из калориферов с поверхностью теплообмена 122,4 м2, проходными сечениями 1,045 м2 и 0,003 м2?

Задача 8. Расход воды по трубам, из которых выполнена поверхность теплообмена размером 60 м2, 45 т/ч, скорость воды 1 м/с. Предложите компо-новку трубного пучка конденсатора флегмы, т. е. смеси паров на выходе из ректификационной колонны. Диаметр труб 22/18 мм, длину труб выбрать в преде­лах 3…6 м. Плотность греющего пара 2 кг/м3, скорость не более 10 м/с. Доля образующегося конден­сата от начального расхода паров — 0,8. Вода после конденсатора используется в моечных машинах. Определить количество утилизируемой теплоты в конденсаторе, если температура воды на входе в моечные машины 65°C, на выходе из них 45°C, потери теплоты в трубопроводах меду конденсатором флегмы и моечной машиной 5 % полезно использованной теплоты.

Задача 9. Расход дымовых газов через воздухоподогреватель составляет 8000 м /ч, температура на входе 300 °С и на выходе 150 °С. Расход воздуха 6000 м3/ч, начальная и конечная температуры 20 °С и 250 °С. Предложить компоновку трубного пучка воздухоподогревателя и определить длину, шаги и количество труб при скорости дымовых газов 5.15 м/с и воздуха в межтрубном пространстве 5.10 м/с, диаметре труб 58/54 мм и коэффициенте теплопередачи 3° Вт/(м2 K). Определить экономию топ­лива при оснащении парового котла воздухоподогревателем. Теплотворная способность топлива

3 3 3 3 3

(природный газ) 35000 кДж/м. Расход воздуха на горение 10 м / м. Выход дымовых газов 11,5 м / м. Температура продуктов сгорания перед котельным пучком 1400°С. Среднюю теплоемкость дымовых газов в диапазоне температур 150…300°С принять равной 1,35 кДж/(м3 К), в диапазоне 0…1400°С — 1,6 кДж/(м3 К), воздуха — 1,3 кДж/(м3 К).