Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Контрольная работа № I

Читайте также:
  1. IX. Самостоятельная работа студентов.
  2. VIII. ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К РАБОТАМ
  3. А где ты работаешь?
  4. Активная работа глаза
  5. Алгоритмы и тренинговая работа
  6. Анализ динамики среднего уровня оплаты труда. Анализ дифференциации работающих по найму по уровню оплаты труда
  7. Б) работа с прессой и СМИ

 

Задача 6.1. Воздух, имеющий начальное давление P 1=0,1МПа и температуру t 1=20°C, сжимается в одноступенчатом поршневом компрессоре до давления Р 2. Сжатие может быть изотермическим, адиабатным и политропным с показателем политропы n. Определить для каждого процесса сжатия все начальные и конечные параметры воздуха, считая его идеальным газом; отведенную от воздуха теплоту Q, кВт и теоретическую мощность привода компрессора N, кВт, если производительность компрессора G, кг/с. Дать сводную таблицу и изображение процессов сжатия в pv- и Ts -диаграммах. Исходные данные выбрать из табл. 6.1.

 

 

Таблица 6.1.

Исходные данные к задаче 6.1.

 

Последняя цифра шифра n Предпоследняя цифра шифра P2, МПа G, кг/с
  1,10 1,12 1,14 1,16 1,18 1,20 1,22 1,24 1,26 1,28   0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,7 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0

РЕШЕНИЕ (вариант 99). Для воздуха, как для идеального газа, принять: изохорную массовую теплоемкость C v=0,72кДж/кг×К, газовую постоянную R =287Дж/кг×К, показатель адиабаты К=1,41. тогда начальный удельный объем воздуха по уравнению Клапейрона:

 

.

 

Конечные температуры воздуха при изотермическом, адиабатном и политропном сжатиях соответственно:

Конечные удельные объемы воздуха по уравнению Клапейрона:

Теплота, отведенная от воздуха, по уравнению теплового баланса:

(процесс без теплообмена)

Рис. 6.2. TS-диаграмма процессов сжатия.

Рис. 6.1. Pv-диаграмма процессов сжатия.

где знак (–) означает, что тепло отводится от сжимаемого воздуха.

Теоретические мощности привода компрессора:

что подтверждает вывод о том, что мощность привода изотермического компрессора минимальна, а адиабатного – максимальна.

 

Таблица 6.2

 

Сводная таблица рассчитанных величин

 

Величина Изотермическое сжатие Адиабатное сжатие Политропное сжатие
T2, К V2, м3/кг Q, кВт N, кВт 0,0495 -238 0,1128 0,092 -18,4

 

Задача 6.2. Рассчитать теоретический цикл двигателя внутреннего сгорания (ДВС), считая, что рабочим тело является воздух с начальными параметрами P1 ­ =0,1МПа, t1 =20°С. Определить основные параметры рабочего тела P, V, T во всех точках цикла, изменение внутренней энергии D U, энтальпии D h, энтропииD S для всех процессов и для цикла; теплоту и работу для процессов и для цикла, а также термический КПД цикла. Дать сводную таблицу и изобразить цикл в PV - и TS -диаграммах. Исходные данные брать из табл. 6.3.

 

Таблица 6.3

 

Исходные данные к задаче 6.2

 

Последняя цифра шифра Цикл Степень сжатия, e Предпо-следняя цифра шифра Степень повыше-ния давления, l Степень предвари-тельного расши-рения, r
      Отто *)   Дизеля **)     Тринклера-Сабатэ             2,4 2,3 2,2   2,1 2,0 1,9   1,8 1,7 1,6 1,5 2,1 2,0 1,9   1,8 1,7 1,6   1,5 1,4 1,3 1,2

 

Примечание: независимо от исходных данных принимать *) r=1 для циклов с изохорным подводом теплоты (цикл Отто) и **) l=1 для циклов с изобарным подводом теплоты (цикл Дизеля).

 

РЕШЕНИЕ (вариант 99). Для воздуха, как для идеального газа, принять: теплоемкости Cp =1,01кДж/(кгК) и Cv =0,72 кДж/(кгК); газовую постоянную R =287 Дж/(кгК), показатель адиабаты K =1,41. Для варианта 99 задан цикл ДВС со смешанным подводом теплоты (цикл Тринклера-Сабатэ).

 

Начальный удельный объем рабочего тела по уравнению Клапейрона:

 

.

По степени сжатия e= v1/v2 находим удельный объем рабочего тела в точке 2

.

Процесс 1-2 – это адиабатное сжатие рабочего тела, а уравнение адиабатного процесса

 

,

Откуда находится давление в точке 2:

 

.

Температура в точке 2 находится по уравнению Клапейрона:

 

.

Для изохорного процесса подвода тепла к рабочему телу 2-3 характеристикой является степень повышения давления l= P3/P2, откуда находится давление в точке 3:

.

С учетом того, что для изохорного процесса v3= v2 =0,0561м3/кг, температура рабочего тела в точке 3 по уравнению Клапейрона:

.

Для изобарного процесса подвода тепла к рабочему телу 3-4 характеристикой является степень предварительного расширения r= V4/V3, откуда находится удельный объем рабочего тела в точке 4:

.

Для изобарного процесса P4=P3= 6.82МПа, тогда температура рабочего тела в точке 4 по уравнению Клапейрона:

С учетом того, что процесс 5-I – это изохорный отвод тепла от рабочего тела, . Тогда для адиабатного процесса расширения рабочего тела 4-5: , откуда находится давление в точке 5:

 

МПа.

Температура рабочего тела в точке 5 по уравнению Клапейрона:

.

Параметры всех точек цикла сводим в табл. 6.4.

Таблица 6.4

Рассчитанные параметры точек цикла

Параметры Точки
         
Давление Р, МПа 0,1 4,55 6,82 6,82 0,1938
Удельный объем n, м3/кг 0,841 0,0561 0,0561 0,0673 0,841
Температура Т, К          
Температура t, ºC          

 

Изменение внутренней энергии в процессах и для цикла в целом:

;

;

;

;

;

 

.

 

Суммарное изменение внутренней энергии в цикле ∆ , что подтверждает правильность расчетов, так как

 

.

Изменение энтальпии в процессах и для цикла в целом:

;

;

;

;

;

 

, действительно: ∆ .

 

Изменение энтропии в процессах и для цикла в целом: , так как это процесс адиабатный, то есть без теплообмена между рабочим телом и окружающей средой:

;

;

, так как это процесс адиабатный;

;

,

что также подтверждает правильность расчетов, так как

.

Работа процессов и цикла в целом

,

так как это процесс адиабатный, то есть без отвода теплоты от рабочего тела, поэтому внутренняя энергия рабочего тела возрастает за счет теплоты сжатия, а знак “-” означает затрату работы на сжатие газа.

, так как в изохорном процессе нет измерения объема газа, следовательно, работа против внешних сил не совершается.

;

; .

.

 

Теплота процессов и цикла в целом; , так как это процесс адиабатный, то есть без теплообмена;

;

;

, так как это адиабатный процесс;

,

что подтверждает правильность расчетов, так как для циклов , следовательно, по I закону термодинамики .

Термический КПД цикла представляет собой отношение работы цикла к подведенной к рабочему телу теплоте:

.

Проверка:

Погрешность расчета:

Рис. 6.4. TS-диаграмма цикла Тринклера-Сабатэ.

<1%, то есть точность расчета достаточная.

Рис. 6.3. Pv-диаграмма цикла Тринклера-Сабатэ.

 

ЗАДАЧА 6.3. Определить эффективную мощность Ne газотурбинной установки (ГТУ) без регенерации теплоты и ее эффективный КПД по заданной степени повышения давления , известным адиабатным КПД турбины и компрессора , температуре воздуха перед компрессором , температуре газа перед турбиной и по расходу воздуха через ГТУ . Изобразить цикл ГТУ в PV- и TS- диаграммах. Показать, как зависит термический КПД ГТУ от степени повышения давления . Исходные данные выбрать из табл.6.5.

Таблица 6.5

Исходные данные к задаче 6.3

Послед-няя цифра шифра t1,ºC t3, ºC β Предпос-ледняя цифра шифра ηк ηТ , кг/с
      7,2 9,0 8,8 8,5 8,2 8,0 7,5 7,0 6,5 6,2   0,82 0,81 0,79 0,82 0,81 0,80 0,79 0,78 0,77 0,76 0,89 0,88 0,85 0,87 0,86 0,84 0,82 0,86 0,83 0,85  

 

РЕШЕНИЕ (вариант 99). В расчете принимать теплоемкость воздуха и газа Ср=1,01кДж/(кгК); показатель адиабаты К=1,41; механический КПД ГТУ ηм=0,98; давление воздуха перед компрессором Р1=0,1 МПа.

Удельный объем воздуха перед компрессором по уравнению Клапейрона:

.

Температура воздуха после компрессора при адиабатном теоретическом сжатии по уравнению адиабатного процесса:

;

,

а при действительном адиабатном сжатии – из выражения внутреннего адиабатного КПД компрессора:

;

.

Давление сжатого воздуха в компрессоре

.

Удельные объемы воздуха в точках 2, 2Д, 3 по уравнению Клапейрона:

;

;

.

Температура газов после газовой турбины при адиабатном теоретическом расширении

;

,

а при действительном адиабатном расширении – из выражения внутреннего адиабатного КПД газовой турбины

;

.

Удельные объемы газа в точках 4 и 4Д по уравнению Клапейрона:

Для построения цикла ГТУ в TS – диаграмме необходимо определить изменения энтропии в процессах:

Эффективная работа ГТУ:

Эффективный КПД ГТУ:

.

Эффективная мощность ГТУ:

.

Зависимость термического КПД цикла ГТУ от степени повышения давления определялась по выражению

,

результаты расчетов по которому представлены в табл.6.6.

 

 

Таблица 6.6

Зависимость термического КПД цикла

без регенерации теплоты от степени повышения

давления

  6,2      
0,374 0,412 0,432 0,454 0,472
Рис. 6.6. TS-диаграмма ГТУ без регенерации теплоты.

Рис. 6.5. Pv-диаграмма ГТУ без регенерации теплоты.

Из табл. 6.6 следует, что термический КПД возрастает с увеличением степени повышения давления в компрессоре.

 

 

ЗАДАЧА 6.4. Определить термический КПД цикла Ренкина и эффективную мощность паротурбинной установки (ПТУ) по заданным начальному давлению Р1 и температуре перегретого пара перед турбиной t1; конечному давлению в конденсаторе Р2, расходу пара через турбину D, внутренним относительным КПД турбины ηТ и питательного насоса ηН. Изобразить цикл Ренкина в TS – диаграмме, а процессы сжатия воды в питательном насосе и расширения пара в турбине – в hS – диаграмме. Механический КПД ПТУ принять равным ηМ=0,98. Исходные данные выбрать из табл.6.7.

Таблица 6.7

Исходные данные к задаче 6.4

Послед-няя циф-ра шифра Р1, МПа t1, ºC ηТ Предпос-ледняя цифра шифра Р2, кПа D, кг/с ηН
  10,0   0,80   3,0   0,70
  10,5   0,81   3,5   0,71
  11,0   0,82   4,0   0,72
  11,5   0,83   4,5   0,73
  12,0   0,84   5,0   0,74
  12,5   0,85   3,0   0,75
  13,0   0,86   3,5   0,76
  13,5   0,87   4,0   0,77
  14,0   0,88   4,5   0,78
  14,5   0,89   5,0   0,79

 

РЕШЕНИЕ (вариант 99). Решение может быть выполнено с помощью hS – диаграммы водяного пара (приближенное) или с помощью таблиц термодинамических свойств воды и водяного пара (точное).

На рис. 6.7…6.9 изображены процессы в паротурбинной установке: 1-2 – теоретическое адиабатное расширение пара в турбине; 1-2Д – действительное расширение пара; 2- – изобарно-изотермическая конденсация пара в конденсаторе; -3 – теоретическое адиабатное сжатие воды в питательном насосе; -3Д – действительное сжатие воды (в TS – диаграмме эти процессы не отражены, ввиду малого изменения параметров воды в этих процессах; они изображены в увеличенном масштабе в hS – диаграмме на рис. 6.8); 3Д-4 – изобарный нагрев воды до температуры насыщения в водяном экономайзере; 4-5 – изобарно-изотермическое парообразование в парогенераторе; 5-1 – изобарный перегрев пара в пароперегревателе.

Точка I в hS –диаграмме находится на пересечении изобары Р1 = 145 бар и изотермы t1 = 590º C, для которой находится энтальпия перегретого пара перед турбиной h1 = 3586 кДж/кг. Теоретическое расширение пара в турбине 1-2 изображается вертикальной линией S2 = S1 до пересечения с изобарой Р2 = 0,05 бар, откуда в точке 2 находится энтальпия пара после турбины h2 = 2035 кДж/кг.

Ниже приведены таблицы 6.8 и 6.9 термодинамических свойств воды и водяного пара, с помощью которых задача решается более точно. Критические параметры воды: Ркр = 221,29 бар; tкр = 374,15 º C; vкр = 0,00326 м3/кг; hкр = 2100 кДж/кг; Sкр = 4,43 кДж/(кгК).

Из табл. 6.9 свойств перегретого пара для давления Р1 = 145 бар и температуры t1 = 590º C находим методом линейной интерполяции энтальпию h1 = 3554 кДж/кг и энтропию перегретого пара перед турбиной S1 = 6,67 кДж/(кгК).

Теоретическое адиабатное расширение пара происходит при постоянной энтропии S2 = S1 = 6,67 кДж/(кгК) до давления Р2 = 0,05 бар. Из hS – диаграммы процесса на рис. 6.9 видно, что состояние пара после турбины (в точке 2) соответствует влажному насыщенному пару, для которого энтропия находится по формуле:

 

,

где энтропия воды на линии насыщения при давлении Р2 = 0,05 бар по табл. 6.8 = 0,4761 кДж/(кгК) и энтропия сухого насыщенного пара = 8,393 кДж/(кгК). Тогда степень сухости влажного пара после турбины (в точке 2):

 

Рис. 6.8. Процессы теоретического 2´-3 и действительного 2´-3Д сжатия воды в питательном насосе.

.

Рис. 6.7. Цикл Ренкина в TS-диаграмме.

 


 


Рис. 6.9. Процессы расширения пара в турбине: 1-2- - теоретический; 1-2Д – действительный.


Таблица 6.8

Таблица термодинамических свойств сухого насыщенного пара

и воды на линии насыщения

РН, бар tH, º C , м3/кг , м3/кг , кДж/кг , кДж/кг r, кДж/кг , кДж/(кгК) , кДж/(кгК)
0,010 6,92 0,001000 129,9 29,3     0,1054 8,975
0,025 21,09 0,001002 54,24 88,5     0,3124 8,642
0,050 32,88 0,001005 28,19 137,8     0,4761 8,393
0,075 40,32 0,001008 19,23 168,8     0,5764 8,250
0,100 45,84 0,001010 14,68 191,9     0,6492 8,149
1,00 99,64 0,001043 1,694 417,4     1,3026 7,360
10,0 179,88 0,001127 0,1946 762,7     2,138 6,587
  263,91 0,001286 0,0394       2,921 5,973
  303,32 0,001417 0,0205       3,287 5,678
  310,96 0,001452 0,0180       3,360 5,615
  318,04 0,001489 0,0160       3,430 5,553
  324,63 0,001527 0,0143       3,496 5,492
  330,81 0,001567 0,0128       3,561 5,432
  336,63 0,001611 0,0115       3,623 5,372
  342,11 0,001658 0,0104       3,684 5,310
  347,32 0,001710 0,0093       3,746 5,247

 

 

Таблица 6.9

Таблица термодинамических свойств перегретого пара

Р, бар        
t, º C n, м3/кг h, кДж/кг S, кДж/(кгК) n, м3/кг h, кДж/кг S, кДж/(кгК) n, м3/кг h, кДж/кг S, кДж/(кгК)  
  0,000999 0,001011 0,001042 0,001089 0,001156 2,1 210,9 420,1 632,8 852,4 0,0000 0,7020 1,3048 1,838 2,328 0,000999 0,001011 0,001042 0,001089 0,001155 3,1 211,8 420,9 633,4 852,6 0,0000 0,7018 1,3038 1,837 2,326 0,000998 0,001009 0,001041 0,001088 0,001153 0,001249 5,2 213,6 422,5 634,7 853,6 0,0004 0,700 1,302 1,835 2,322 2,789  
  0,1114 0,1255 0,1384 0,1511 0,1634 0,1755 0,1875 0,1995 0,2114 0,2232   6,539 6,757 6,949 7,122 7,282 7,429 7,569 7,701 7,827 7,947 0,0707 0,0812 0,0905 0,0993 0,1078 0,1161 0,1243 0,1325 0,1405 0,1484   6,283 6,530 6,735 6,916 7,080 7,231 7,373 7,506 7,633 7,755  
0,0454 0,0519 0,0578 0,0633 0,0686 0,0737 0,0787 0,0836 0,0884   6,200 6,440 6,640 6,815 6,974 7,120 7,257 7,387 7,510  

 


Окончание табл.6.9

Р, бар      
t,º C n, м3/кг h, кДж/кг S, кДж/(кгК) n, м3/кг h, кДж/кг S, кДж/(кгК) n, м3/кг h, кДж/кг S, кДж/(кгК)
  0,000996 8,2 0,0004 0,000995 10,2 0,0004 0,000993 15,2 0,0008
  0,001008 216,2 0,6992 0,001007 218,0 0,698 0,001005 222,3 0,695
  0,001040 424,9 1,3996 0,001038 426,5 1,298 0,001036 430,4 1,294
  0,001086 636,6 1,832 0,001084 638,0 1,830 0,001081 641,3 1,824
  0,001150 855,0 2,317 0,001148 856,0 2,314 0,001144 858,3 2,306
  0,001244 1085,7 2,781 0,001240   2,776 0,001233   2,765
  0,02429   5,788 0,001397   3,244 0,001377   3,222
  0,03003   6,126 0,02247   5,940 0,01150   5,442
  0,03438   6,356 0,02646   6,207 0,01568   5,878
  0,03821   6,552 0,02979   6,416     6,139
  0,04177   6,722 0,03281   6,596 0,02080   6,346
  0,04516   6,876 0,03566   6,756 0,02291   6,521
  0,04844   7,019 0,03837   6,901 0,02490   6,677
  0,05161   7,152 0,04097   7,038 0,02677   6,822
  0,05475   7,280 0,04354   7,167 0,02857   6,956

Тогда энтальпия влажного пара после турбины

 

,

где = 137,8 кДж/кг – энтальпия воды на линии насыщения и = 2561 кДж/кг – энтальпия сухого насыщенного пара, взятые также из табл. 6.8 при давлении Р2 = 0,05 бар.

Необратимые потери при действительном расширении пара в турбине 1-2Д учитываются внутренним относительным КПД турбины

 

,

откуда, при заданном = 0,89, находим энтальпию в конце действительного расширения пара:

.

Степень сухости пара в точке 2Д:

.

Энтропия пара в точке 2Д:

.

Повышение энтальпии питательной воды в насосе:

,

где Р = 14,5·103 кПа – давление питательной воды после насоса; = 0,001005 м3/кг – удельный объем воды перед насосом (при Р2 = 0,05 бар); = 0,79 – внутренний относительный КПД насоса (задан).

Энтальпия воды за питательным насосом:

.

Внутренний относительный КПД насоса

,

откуда находим энтальпию питательной воды после теоретического сжатия:

.

Процессы теоретического -3 и действительного -3Д сжатия воды в питательном насосе изображены в hS – диаграмме на рис.6.8.

Термический КПД цикла Ренкина:

.

Так как работа пара в турбине

много больше работы сжатия воды в насосе.

,

то для приближенных расчетов работой сжатия воды в насосе пренебрегают (), тогда приближенно:

 

.

С учетом внутренних необратимых потерь в турбине и в насосе находим внутреннюю работу ПТУ:

.

Теоретическая работа ПТУ:

.

Следовательно, из-за необратимых потерь теряется работоспособность ПТУ на

.

Эффективная мощность ПТУ:

,

где = 0,98 – механический КПД ПТУ и D = 100 кг/с – расход пара через турбину – заданы.

 

7. Контрольная работа №2

 

Задача 7.1. Внутри стальной горизонтальной трубы (λст = 20 Вт/м·К) со скоростью W1 течет вода с температурой t1. Снаружи труба охлаждается воздухом (свободная конвекция), температура воздуха – t2. Определить коэффициенты теплоотдачи α­1 и α2 соответственно от воды к внутренней стенке трубы и от наружной стенки к воздуху; линейный коэффициент теплопередачи Кl и линейный тепловой поток ql, если внутренний диаметр трубы d1, внешний – d2. Исходные данные взять из табл.7.1.

Указание. Для определения α2 в первом приближении температуру наружной поверхности tw2 принять равной tw1 = 0,5(t1+t2).

Таблица 7.1

Исходные данные к задаче 7.1

Последняя цифра шифра t1, ºC W1, м/с Предпоследняя цифра шифра t2, ºC м
d1 d2
    0,01     0,10 0,11
    0,05     0,11 0,12
    0,10     0,12 0,13
    0,15     0,13 0,14
    0,20     0,14 0,15
    0,25     0,15 0,16
    0,30     0,16 0,17
    0,35     0,17 0,18
    0,40     0,18 0,19
    0,45     0,19  

 

Указание. Для определения коэффициентов теплоотдачи физические свойства воды и воздуха взять из табл.7.2, 7.3.

Таблица 7.2

Физические свойства воздуха при нормальном давлении [8]

и теплоемкость золы [9]

t, ºC Срm, кДж/кг·К λ, Вт/м·К ν·106, м2 Рr Сз, кДж/кг·К
  1,003 0,0244 13,28 0,707 -
  1,003 0,0259 15,06 0,703 -
  1,003 0,0276 16,96 0,699 -
  1,004 0,0290 18,97 0,696 -
  1,004 0,0305 21,09 0,692 -
  1,005 0,0321 23,13 0,688 0,810
  1,006 0,0334 25,45 0,686 -
  1,007 0,0349 27,80 0,684 -
  1,008 0,0364 30,09 0,682 -
  1,009 0,0378 32,49 0,681 -
  1,010 0,0393 34,85 0,680 0,845
  1,014 0,0427 40,61 0,677 -
  1,018 0,0460 48,33 0,674 0,880
  1,022 0,0491 55,46 0,676 -
  1,027 0,0521 63,09 0,678 0,900
  1,038 0,0574 79,38 0,687 0,916
  1,049 0,0622 96,89 0,699 0,935
  1,060 0,0671 115,4 0,706 0,947
  1,069 0,0718 134,8 0,713 0,960
  1,080 0,0763 155,1 0,717 0,971
  1,090 0,0807 177,1 0,719 0,984
  1,099 0,0850 199,3 0,722 0,996
  1,107 0,0915 233,7 0,724 1,005

 

Таблица 7.3

Физические свойства воды на линии насыщения [8]

t, ºC ρ, кг/ м3   Ср, кДж/кг·К λ, Вт/м·К ν·106, м2 β·104, 1/К Рr
  999,9 4,212 0,551 1,789 -0,63 13,67
  998,2 4,183 0,599 1,006 +1,82 7,02
  992,2 4,174 0,635 0,659 3,87 4,31
  983,2 4,179 0,659 0,478 5,11 2,98
  971,8 4,195 0,674 0,365 6,32 2,21
  958,4 4,220 0,683 0,295 7,52 1,75
  943,1 4,250 0,686 0,252 8,64 1,47
  926,1 4,287 0,685 0,217 9,72 1,26
  907,4 4,346 0,683 0,191 10,7 1,10
  886,9 4,417 0,674 0,173 11,9 1,00
  863,0 4,505 0,663 0,158 13,3 0,93
  840,3 4,614 0,645 0,149 14,8 0,89
  813,6 4,756 0,628 0,141 16,8 0,87
  784,0 4,949 0,605 0,135 19,7 0,87
  750,7 5,230 0,574 0,131 23,7 0,90
  712,5 5,736 0,540 0,128 29,2 0,97
  667,1 6,574 0,506 0,128 38,2 1,11
  610,1 8,165 0,457 0,127 53,4 1,39
  528,0 13,98 0,395 0,126   2,35

 

 

РЕШЕНИЕ (вариант 99).

Для вынужденной конвекции воды в трубе определяется режим движения по числу Рейнольдса:

,

то-есть режим движения турбулентный.

(7.1)

При ламинарном режиме (Re1<2300) уравнение подобия конвективной теплоотдачи имеет вид:

(7.2)

и при переходном режиме (Re­1 = 2300…104):

 

(7.3)

Здесь - число Нуссельта:

 

- число Грасгофа;

- числа Прандтля воды соответственно при температуре воды t1 и температуре внутренней стенки трубы tw1, которая в первом приближении принимается равной tw1 = tw2 = 0.5(t1+t2) = 110ºC (Prw1 = 1.6);

ν1 = 0,153 ·10-6 м2/с – коэффициент кинематической вязкости воды находится по табл.7.3 при t1 = 210ºC;

λ1 = 0,655 Вт/м·К – коэффициент теплопроводности воды;

g = 9,81м/ с2 – ускорение свободного падения;

β1 = 14,1·10-4 1/К – коэффициент объемного расширения воды,

итак, по уравнению (7.1) для турбулентного режима:

 

.

 

 

Коэффициент конвективной теплоотдачи от воды:

 

.

Число Грасгофа для воздуха:

 

,

где для воздуха .

Коэффициент свободноконвективной теплоотдачи к воздуху определяется из уравнения подобия:

,

,

где - коэффициент теплопроводности воздуха при t2 = 10ºC по табл.7.2;

- коэффициент кинематической вязкости воздуха.

Линейный коэффициент теплопередачи:

 

Линейный тепловой поток:

.

Температура внутренней поверхности трубы:

.

Температура наружной поверхности трубы:

.

 

 

Второе приближение:

;

;

;

;

;

;

.

Расхождения между вторым и первым приближениями велико, следовательно, необходимо третье приближение.

 

Третье приближение.

;

.

Так как по сравнению со вторым приближением tw1 изменилась всего на 0,1К, то можно принять Nu­1­ = 59.3 и α1 = 2751 Вт/м2·К по второму приближению;

 

;

;

;

;

;

.

Это означает, что расчет в третьем приближении точный. Задача решена.

 

Задача 7.2. Определить поверхность нагрева рекуперативного газовоздушного теплообменника при прямоточной и противоточной схемах движения теплоносителей, если массовый расход нагреваемого воздуха m2, средний коэффициент теплопередачи от газов к воздуху К, начальные и конечные температуры газов и воздуха соответственно: 1 и 1, 2 и 2. Исходные данные взять из табл.7.4.

Изобразить графики изменения температур теплоносителей для обоих случаев.

Таблица 7.4

Исходные данные к задаче 7.2

Последняя цифра шифра m2, кг/с К, Вт/м2·К Предпоследняя цифра шифра 1, ºC 1, ºC 2, ºC 2, ºC
               
               
               
               
               
               
               
               
               
               

 

РЕШЕНИЕ (вариант 99).

Рис. 7.2. Противоток.

Графики изменения температур теплоносителей приведены на рис.7.1 и 7.2.

Рис. 7.1. Прямоток.

 

 

Тепловой поток, воспринятый нагреваемым воздухом:

,

где средняя, массовая, изобарная теплоемкость воздуха

.

Здесь средние теплоемкости взяты из табл.7.2 для воздуха.

Большая и меньшая разности температур между теплоносителями для прямотока:

;

;

, поэтому средняя разность температур между теплоносителями определяется как средне-логарифмическая:

.

Необходимая поверхность нагрева прямоточного теплообменника:

.

То же самое для противотока:

;

;

;

то-есть среднюю разность температур между теплоносителями с достаточной точностью можно посчитать, как средне-арифметическую:

.

Необходимая поверхность нагрева противоточного теплообменника:

.


Дата добавления: 2015-10-21; просмотров: 65 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Циклы двигателей внутреннего сгорания и газотурбинных установок| ТЕМА 6. Приобретенные иммунодефицитные состояния

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.097 сек.)