Тема 5 из серии по подготовке к экзамену для специалистов-химико-технологов: теплопередача
Thread Content
Последнее изменение в этом посте было сделано пользователем zhanghp30 29.09.2019 в 14:22.1. Профессиональные знания:
1) Основные понятия: плотность теплопотока, теплопередача, закон Фурая, градиент температуры. Необходимо обратить особое внимание на факторы, влияющие на коэффициенты теплопроводности различных материалов. Почти каждый год задаются вопросы на выбор правильного ответа; подробности можно найти в учебниках Тяньцзиньского университета. Не нужно запоминать эти данные — достаточно просто их записать.
2) Формулы теплопередачи для плоских стенок и цилиндров, понятие изоляционного слоя. Связь между разницей температур и тепловым сопротивлением в процессе стационарной теплопередачи.
3) Формула для описания принудительного турбулентного течения в цилиндрических трубах: lalufa*d/lanbuda=0.023*Re^0.8*Pr^n. Необходимо уметь использовать эту формулу для качественного анализа 4). Понятия пленочного и ядерного кипения и соответствующие графики: см. учебник «Основы химической технологии», том 1, изданный Тяньцзиньским университетом; этот вопрос почти ежегодно встречается в вопросах множественного выбора! 5). Формула баланса теплоты при передаче тепла, расчет суммарного коэффициента теплопередачи, формула расчета площади поверхности для теплообмена, понятие количества теплопередающих элементов. Подробности см. в учебнике. 1). Какие из следующих утверждений о коэффициенте теплопроводности верны? (ABC)
A. В общем случае у металлов он выше, чем у неметаллов.
B. У чистой меди он в десятки раз выше, чем у нержавеющей стали.
C. Коэффициент теплопроводности металлов уменьшается с повышением температуры.
D. Коэффициент теплопроводности газов не зависит от температуры.
2). Что верно относительно теплопередачи через многослойную плоскую стенку в установившемся режиме? (BCD)
A. При большей разности температур коэффициент теплопередачи максимален.
B. Слой с наибольшей разностью температур имеет наибольшее тепловое сопротивление.
C. Плотность теплового потока на единицу площади одинакова во всех слоях.
D. Общий тепловой поток через все слои одинаков.
3). Какое из следующих утверждений об условном коэффициенте теплоотдачи при вынужденной конвекции в трубах неверно? (A)
A. В прямых трубах он выше, чем в изогнутых.
B. При турбулентном потоке он выше, чем при ламинарном.
C. В коротких трубах он выше, чем в длинных.
D. В трубах нестандартной формы он выше, чем в круглых.
4). Для расчета условного коэффициента теплоотдачи при вынужденной конвекции в трубах в качестве определяющей температуры следует выбрать (C):
A. Арифметическое среднее температуры на входе и на стенке трубы.
B. Температуру на стенке трубы.
C. Арифметическое среднее температур на входе и выходе жидкости.
D. Геометрическое среднее температур на входе и выходе жидкости.
5). Для повышения коэффициента теплоотдачи при конденсации пара какие из перечисленных действий правильны? (ABC)
A. Изменить направление потока пара с вертикального на горизонтальное.
B. Уменьшить смачиваемость конденсационной поверхности водой.
C. Повысить скорость потока пара.
D. Увеличить шероховатость конденсационной поверхности.
6). В обычном кожухотрубчатом теплообменнике насыщенным паром нагревают легкое масло. Какие меры следует принять для повышения общего коэффициента теплопередачи K? (B)
A. Изменить схему потоков с параллельной на противоточную.
B. Повысить скорость потока легкого масла в трубах.
C. Повысить давление насыщенного пара.
D. Увеличить расход насыщенного пара.
7). Для охлаждения масла при температуре 200 °C циркулирующей водой подходит какой из перечисленных типов теплообменников? (AC)
A. С плавающей головкой.
B. С жесткой трубной решеткой.
C. U-образный.
D. Воздушный охладитель.
8). При использовании кожухотрубчатого теплообменника для нагрева высоковязкой жидкости паром среднего давления какая схема является предпочтительной? (A)
A. Пар проходит по трубам, а нагреваемая жидкость — по кожуху.
B. Пар проходит по кожуху, а нагреваемая жидкость — по трубам.
C. Разницы между указанными вариантами нет.
D. Кожухотрубчатый теплообменник здесь использовать нельзя.
9). В выпарном аппарате раствор неорганической соли выпаривается паром среднего давления. В идеальном случае средняя разность температур составляет (D):
A. Разность температур на входе и выходе пара.
B. Разность температур на входе и выходе раствора.
C. Логарифмическая средняя разность температур пара и раствора на входе и выходе.
D. Абсолютная разность температур пара и раствора.
10)* Какова правильная последовательность значений коэффициента теплоотдачи? (B)
(1) α при капельной конденсации пара;
(2) α при скорости воздуха 15 м/с;
(3) α при скорости воды 1,5 м/с.
A. (1) > (2) > (3)
B. (1) > (3) > (2)
C. (3) > (1) > (2)
D. (3) > (2) > (1)
11)* Бензин в турбулентном режиме течет по прямой круглой трубе диаметром 20 мм; его коэффициент теплоотдачи равен 1270 Вт/(м²·К). Если расход и физические свойства жидкости останутся прежними, а диаметр трубы увеличить до 30 мм, то новое значение коэффициента теплоотдачи будет равно (C):
A. Оставаться прежним.
B. 2540 Вт/(м²·К).
C. 612 Вт/(м²·К).
D. Невозможно определить.
12). Печь сложена из 0,3 м огнеупорного кирпича, 0,15 м изоляционного кирпича и 0,25 м обычного кирпича. Температура внутренней поверхности составляет 1530 К, а температура внешней поверхности — 325 К. Теплопотери на единицу площади равны (A) Вт. A 937,2 B 1028 C 789 D 1560 13). При конденсации пара наличие неконденсирующихся газов влияет на коэффициент теплоотдачи следующим образом: (A) A Уменьшает его B Увеличивает его C Не оказывает влияния D Невозможно определить 14)* При кипении в больших емкостях в промышленности процесс всегда контролируется в состоянии (B): A Естественная конвекция B Кипение с образованием пузырьков C Пленочное кипение D Нестабильное пленочное кипение 15). В общем случае, для одного и того же вещества верно следующее относительно коэффициента конвективной теплоотдачи: (C) A При принудительной конвекции он меньше, чем при естественной; при фазовых переходах он меньше, чем без них B При принудительной конвекции он больше, чем при естественной; при фазовых переходах он меньше, чем без них C При принудительной конвекции он больше, чем при естественной; при фазовых переходах он больше, чем без них D При принудительной конвекции он меньше, чем при естественной; при фазовых переходах он больше, чем без них 16)* Насыщенный водяной пар конденсируется на внешней поверхности цилиндрической трубы диаметром 20 мм и длиной 2 м. При прочих равных условиях, если трубу перевести из вертикального положения в горизонтальное, то коэффициент теплоотдачи изменится следующим образом: (A) A Увеличится в два раза B Уменьшится вдвое C Незначительно уменьшится D Останется неизменным 17). Для уменьшения теплового сопротивления, вызванного загрязнением, необходимо: (D) A Снизить скорость потока B Использовать трубы с большей шероховатостью C Использовать трубы с высоким коэффициентом теплопроводности D Регулярно проводить очистку 18)* В трубчатых теплообменниках тепловое сопротивление стенки и загрязнений можно игнорировать. Если коэффициент теплоотдачи со стороны внешней среды значительно превышает коэффициент теплоотдачи внутри трубы, то для повышения общего коэффициента теплоотдачи необходимо: (B) A Увеличить скорость потока внешней среды B Увеличить скорость потока внутри трубы C Уменьшить количество загрязнений D Уменьшить толщину стенки 19). В промышленности для замены стальных труб используются трубы с ребрами; цель этого — (C) A Увеличить тепловое сопротивление B Сэкономить сталь и улучшить внешний вид C Увеличить площадь поверхности для теплообмена и повысить эффективность теплообмена D Уменьшить тепловые потери 20)* Спиральные теплообменники подходят для использования в следующих случаях: (D) А. Высокое давление Б. Высокая температура В. Регулярная проверка и обслуживание Г. Не высокое давление, строго обратный поток двух жидкостей
Последнее изменение в этом посте было сделано пользователем zhanghp30 31.03.2016 в 22:06. 2. Знания, связанные с примерами решения задач: 1) В теплообменнике с двумя каналами прохождения жидкости в корпусе подается насыщенный водяной пар для нагрева воздуха, находящегося внутри труб. Насыщенный водяной пар при температуре 110°C конденсируется в воду при той же температуре. В результате температура воздуха повышается с 20°C до 80°C. Какова будет температура на выходе из первого канала прохождения жидкости? Для двух каналов: Q = Wc·CP·(t2–t1) = KS·dΔT; dΔT = 54,6°C. Таким образом, Wc·CP·(80–20) = KS·54,6 …… (1) Для первого канала: Wc·CP·(t1–20) = KS/2·(t1–20)/Ln((11–20)/(110–t1)) …… (2) t1 = 58°C. Обратите внимание на методы решения задач! 2). В теплообменнике с параллельным потоком масло охлаждается водой. Температура воды при входе и выходе составляет соответственно 25°C и 40°C, а температура масла — 150°C при входе и 100°C при выходе. В связи с требованиями производства необходимо, чтобы температура масла при выходе составляла 80°C. Предполагается, что расход масла и воды, а также температуры на входе и выходе и физические свойства этих жидкостей остаются неизменными. Если первоначальная длина труб в теплообменнике составляет 1,2 м, то какова должна быть новая длина труб, чтобы выполнить поставленные требования? Потери тепла игнорируются. Исходная средняя разница температур detat1 = 88,6 °C. При T2’ = 80 °C температура на выходе холодной среды равна: whcph/wccpc = (t2 – t1) / (T1 – T2) = (t2’ – t1) / (T1 – T2’). Поскольку t2’ = 46 °C, то deta t2’ = 69,9 °C. Следовательно, WhCPh(150–100) = K * (N PAI d L1) * 88,6……(1); WhCph(150–80) = K * (N PAI d L2) * 69,9……(2). Из соотношения (2)/(1) следует, что L2 = 2,13 м. 3) В одноканальном трубчатом теплообменнике раствор движется в трубах в состоянии турбулентного потока; скорость потока составляет 10800 кг/ч, средняя теплоемкость — 4,18 кДж/кг·°C. Раствор нагревается с 15 °C до 100 °C. Коэффициент конвективного теплообмена внутри труб составляет 600 Вт/м²·°C. При температуре 110 °C наружный водяной пар конденсируется в воду такой же температуры; коэффициент конвективного теплообмена здесь составляет 12000 Вт/м². Размеры труб — Q25*2,5 мм; их количество — 160 штук. Коэффициент теплопроводности труб — 17 Вт/м²·°C. Игнорируя загрязнения и потери тепла, необходимо определить длину труб в случае использования 4 каналов. 4 контура; ai = 4^0,8 = 1819 Вт/м²·К. K0’ = 1156 Вт/м²·К; ΔTm = 37,8 °C. Q = Wc·Cp·(t2 – t1) = 10800/3600 * 4,18 * (100 – 15) = 1065,9 кВт. S0’ = Q/K0’; ΔTm = 1065,9 * 1000 / 1156 / 37,8 = 24,4 м². L’ = S0’ / (π·n·d0) = 24,4 / (160 * 3,14 * 0,025) = 1,94 м. 4). Имеется теплообменник с площадью поверхности 15 м²; во внешнем контуре циркулирует насыщенный водяной пар, который нагревает воздух во внутреннем контуре. 160°C: конденсация водяного пара в воду при той же температуре. Поток воздуха — 2,8 кг/с, температура на входе — 30 °C, удельная теплоемкость — 1 кДж/кг·°C, коэффициент теплопередачи конвекцией — 87 Вт/м²·°C. Необходимо определить температуру воздуха на выходе. a пар〉〉a воздух; следовательно, K~~aвоздух = 87. Также имеем: Q = WcCp(t2–t1) = KS·deta·tm. Следовательно: 2,8*1000·(t2–30) = 87·15·(t2–30)/Ln((160–30)/(160–t2)). Решая это уравнение, получаем t2 = 78,4°C.
5). В теплообменнике с площадью поверхности теплообмена 50 м² используется охлаждающая вода при температуре 20°C и скорости потока 33000 кг/ч для охлаждения уксуса с начальной температурой 110°C. Потоки двух жидкостей проходят в обратном направлении. После очистки теплообменника его сразу же начали использовать; температуры выхода охлаждающей воды и уксуса составляли соответственно 45°C и 40°C. После некоторого времени работы скорость потока и начальные температуры жидкостей остались неизменными, но температура выхода охлаждающей воды снизилась до 38°C. Какова в этом случае тепловое сопротивление из-за налета? Теплоемкость воды 4200 Дж/кг·К, изменения физических свойств игнорируются. W1CP1/W2CP2 = t2 – t1 / (T1 – T2) = 45 – 20 / (110 – 40) = 0,357.
ΔTm = (T1 – T2) – (T2 – T1) / ln(T1 – T2) / (T2 – T1) = 38,2 °C.
K = W2CP2 * (t2 – t1) / A.
ΔTm = 33000 / 3600 * 4200 * (45 – 20) / 50 / 38,2 = 504 Вт/м²·К.
После работы: T2’ = T1 – W2CP2 * (t2 – t1) / W1CP1 = 110 – (38 – 20) / 0,357 = 59,6 °C.
ΔTm’ = 54,2 °C.
K’ = W2CP2 * (t2 – t1) / A.
ΔTm’ = 255,7 Вт/м²·К.
1/504 = 1/a1 + 1/a2; 1/255,7 = 1/a1 + 1/a2 + R.
Отсюда R = 1,93 * 10^-3 м²·К/Вт.
6). Теплообменник типа трубчатого состоит из труб диаметрами Q57 мм * 3,5 мм и Q89 мм * 4,5 мм. Через эти трубы протекает раствор со скоростью 5 т/ч; его температура снижается с 65 °C до 35 °C. Коэффициент конвективного теплообмена a2 = 1510 Вт/м²·°C. Охлаждающая вода протекает в обратном направлении между трубами; температура входящей воды составляет 25 °C, а температура выходящей — 40 °C. Коэффициент теплообмена для охлаждающей воды a1 = 3270 Вт/м²·°C. Игнорируются потери тепла на стенках труб и из-за загрязнений. Известна средняя теплоемкость раствора — 2,6 кДж/кг·°C. Какова теоретическая длина трубчатого теплообменника? Q = WhCph(T1–T2) = 5000/3600 * 2,6 * 1000 * (65–35) = 1,083*10^5 Вт. Поскольку t2 > T2, происходит обратный поток тепла. ΔTm = 16,37 °C. K = 942,71 Вт/м²·°C. L = Q/K·ΔTm·PAI·d = 39,19 м. Коэффициент конвективного теплообмена для жидкости, проходящей через цилиндрическую трубу с внутренним диаметром 50 мм, составляет 100 Вт/м²·°C. У числа Рейнольдса для этой жидкости в трубе значение Re = 10^5; в трубе наблюдается турбулентный режим нагрева. Если вместо нее использовать прямоугольную трубу с периметром, равным периметру цилиндрической трубы, и соотношением высоты к ширине 1:3, при неизменной скорости потока жидкости, каким будет коэффициент конвективного теплообмена? Пусть высота прямоугольника равна a, а ширина — b; отношение a/b составляет 1/3. Также имеем: 2(a+b) = πd. Следовательно, a = πd/8, а b = 3πd/8. Расстояние de равно 2ab/(a+b) = 0,0294 м. Значение Re’ равно de·pu/u = 0,0294·pu/u; значение Re составляет 0,05·pu/u. Отношение a’/a равно 0,023·lanbuda/(de^(0,8)·Pr^(0,4)). Подставляя значения, получаем: 0,023·lanbuda/(0,0294^(0,8)·0,05^(0,8))·Pr^(0,4) = 0,05/0,0294·(0,0294/0,05)^(0,8) = 1,112. Следовательно, a’ = 1,112·100 = 111,2 Вт/м². Стенки каминной полки изготовлены из внутреннего слоя из огнеупорного материала толщиной 120 мм и внешнего слоя из строительного материала толщиной 230 мм. Коэффициенты теплопроводности обоих материалов неизвестны. Была измерена температура внутренней стенки печи — 800°C, а температура на внешней стенке — 113°C. Затем для снижения потерь тепла снаружи строительных материалов был нанесен слой асбеста толщиной 50 мм с коэффициентом теплопроводности 0,2 Вт/м·К. После утепления температура внутренней поверхности печи составляет 800°C, на границе между огнеупорным материалом и строительными материалами — 686°C, на границе между строительными материалами и асбестом — 405°C, а снаружи асбеста — 77°C. Каков процент снижения теплопотерь после утепления асбестом? До обмотки: Q/A = (t1 – t3) / (s1/lanbuda1 + s2/lanbuda2); Q’/A = (t1 – t3’) / (s1/lanbuda1 + s2/lanbuda2). Процентное снижение: (Q/A – Q’/A) / Q/A = (t3’ – t3) / (t1 – t3) = (405 – 113) / (800 – 113) = 42,5%.
9). На внешней стороне паровой трубы диаметром 100 мм находится слой изоляционного материала толщиной 50 мм; коэффициент теплопередачи для этого материала составляет LANBUDA A = 0,05 Вт/м·К. Снаружи этого слоя находится ещё один слой изоляционного материала толщиной 25 мм; коэффициент теплопередачи для него — LANBUDA B = 0,075 Вт/м·К. Температура внутренней поверхности материала A и внешней поверхности материала B составляет соответственно 170°C и 38°C. Необходимо определить температуру на границе раздела материалов A и B. Потери тепла на единицу длины трубы: Q/L = 2PAI·(t1–t3) / (1/lanbuda·A·Ln(r2/r1) + 1/lanbuda·B·Ln(r3/r2)) = 49,3 Вт/м. Таким образом, 2PAI·(170–t2) / (1/0,05·Ln(100/50)) = 49,3; отсюда t2 = 61,3 °C. 10). Конденсатор из рядовых труб с характеристиками Q25*2,5 мм; эффективная длина труб – 3,0 м. Хладагент протекает внутри труб с скоростью 0,7 м/с; температура хладагента повышается с 20 °C до 50 °C. Поток — 5000 кг/ч, температура — 75 °C. Насыщенный пар конденсируется в воду при той же температуре. Потенциальная теплота конденсации составляет 310 кДж/кг. Был измерен коэффициент теплообмена при конденсации пара — 800 Вт/м²·К. Коэффициент теплообмена за счет конвекции у охлаждающей среды составляет 2500 Вт/м²·К. Тепловой сопротивление из-за загрязнений с lado охлаждающей среды равно 0,00055 м²·К/Вт; тепловые сопротивления из-за загрязнений с lado пара и тепловые сопротивления стенок труб пренебрегаемы. Рассчитайте площадь теплообмена в этом теплообменнике, а также определите общее количество теплообменных труб и количество каналов в нем. Удельная теплоемкость охлаждающей среды составляет 2,5 кДж/Кг·°C, а плотность – 860 кг/м³. Энергия, выделяемая при испарении, равна Q = qm·r = 5000/3600·310·1000 = 4,31·10^5 Вт. Температура охлаждающей среды составляет 38°C. Коэффициент теплообмена рассчитывается по формуле: K = 1/a1 + 1/a2·(d1/d2) + Rs²·(d1/d2); значение K составляет 410 Вт/м²·°C. Площадь поверхности для теплообмена равна: A = Q/K·ΔT = 27,2 м². Количество охлаждающей среды, проходящей через систему в единицу времени, определяется по формуле: qm₂ = Q/Cp·(t2–t1) = 4,31·10^5 / 2,5·10^3·(50–20) = 5,75 кг/с. Количество труб в одном контуре определяется из общего количества охлаждающей среды и объема охлаждающей среды, проходящего через каждую трубу: ni = qm₂/0,785·d2. Значение ni составляет 30. Площадь поверхности для теплообмена в одном контуре равна: Ai = ni·PAi. Длина каждого контура составляет: L = 30·3,14·0,025·3 = 7,07 м². Общее количество контуров равно: N = A/Ai = 27,2/7,07 = 3,9. Учитывая целочисленное значение, N = 4. Общее количество труб составляет: 30·4 = 120 штук.
5). В теплообменнике с площадью поверхности теплообмена 50 м² используется охлаждающая вода при температуре 20°C и скорости потока 33000 кг/ч для охлаждения уксуса с начальной температурой 110°C. Потоки двух жидкостей проходят в обратном направлении. После очистки теплообменника его сразу же начали использовать; температуры выхода охлаждающей воды и уксуса составляли соответственно 45°C и 40°C. После некоторого времени работы скорость потока и начальные температуры жидкостей остались неизменными, но температура выхода охлаждающей воды снизилась до 38°C. Какова в этом случае тепловое сопротивление из-за налета? Теплоемкость воды 4200 Дж/кг·К, изменения физических свойств игнорируются. W1CP1/W2CP2 = t2 – t1 / (T1 – T2) = 45 – 20 / (110 – 40) = 0,357.
ΔTm = (T1 – T2) – (T2 – T1) / ln(T1 – T2) / (T2 – T1) = 38,2 °C.
K = W2CP2 * (t2 – t1) / A.
ΔTm = 33000 / 3600 * 4200 * (45 – 20) / 50 / 38,2 = 504 Вт/м²·К.
После работы: T2’ = T1 – W2CP2 * (t2 – t1) / W1CP1 = 110 – (38 – 20) / 0,357 = 59,6 °C.
ΔTm’ = 54,2 °C.
K’ = W2CP2 * (t2 – t1) / A.
ΔTm’ = 255,7 Вт/м²·К.
1/504 = 1/a1 + 1/a2; 1/255,7 = 1/a1 + 1/a2 + R.
Отсюда R = 1,93 * 10^-3 м²·К/Вт.
6). Теплообменник типа трубчатого состоит из труб диаметрами Q57 мм * 3,5 мм и Q89 мм * 4,5 мм. Через эти трубы протекает раствор со скоростью 5 т/ч; его температура снижается с 65 °C до 35 °C. Коэффициент конвективного теплообмена a2 = 1510 Вт/м²·°C. Охлаждающая вода протекает в обратном направлении между трубами; температура входящей воды составляет 25 °C, а температура выходящей — 40 °C. Коэффициент теплообмена для охлаждающей воды a1 = 3270 Вт/м²·°C. Игнорируются потери тепла на стенках труб и из-за загрязнений. Известна средняя теплоемкость раствора — 2,6 кДж/кг·°C. Какова теоретическая длина трубчатого теплообменника? Q = WhCph(T1–T2) = 5000/3600 * 2,6 * 1000 * (65–35) = 1,083*10^5 Вт. Поскольку t2 > T2, происходит обратный поток тепла. ΔTm = 16,37 °C. K = 942,71 Вт/м²·°C. L = Q/K·ΔTm·PAI·d = 39,19 м. Коэффициент конвективного теплообмена для жидкости, проходящей через цилиндрическую трубу с внутренним диаметром 50 мм, составляет 100 Вт/м²·°C. У числа Рейнольдса для этой жидкости в трубе значение Re = 10^5; в трубе наблюдается турбулентный режим нагрева. Если вместо нее использовать прямоугольную трубу с периметром, равным периметру цилиндрической трубы, и соотношением высоты к ширине 1:3, при неизменной скорости потока жидкости, каким будет коэффициент конвективного теплообмена? Пусть высота прямоугольника равна a, а ширина — b; отношение a/b составляет 1/3. Также имеем: 2(a+b) = πd. Следовательно, a = πd/8, а b = 3πd/8. Расстояние de равно 2ab/(a+b) = 0,0294 м. Значение Re’ равно de·pu/u = 0,0294·pu/u; значение Re составляет 0,05·pu/u. Отношение a’/a равно 0,023·lanbuda/(de^(0,8)·Pr^(0,4)). Подставляя значения, получаем: 0,023·lanbuda/(0,0294^(0,8)·0,05^(0,8))·Pr^(0,4) = 0,05/0,0294·(0,0294/0,05)^(0,8) = 1,112. Следовательно, a’ = 1,112·100 = 111,2 Вт/м². Стенки каминной полки изготовлены из внутреннего слоя из огнеупорного материала толщиной 120 мм и внешнего слоя из строительного материала толщиной 230 мм. Коэффициенты теплопроводности обоих материалов неизвестны. Была измерена температура внутренней стенки печи — 800°C, а температура на внешней стенке — 113°C. Затем для снижения потерь тепла снаружи строительных материалов был нанесен слой асбеста толщиной 50 мм с коэффициентом теплопроводности 0,2 Вт/м·К. После утепления температура внутренней поверхности печи составляет 800°C, на границе между огнеупорным материалом и строительными материалами — 686°C, на границе между строительными материалами и асбестом — 405°C, а снаружи асбеста — 77°C. Каков процент снижения теплопотерь после утепления асбестом? До обмотки: Q/A = (t1 – t3) / (s1/lanbuda1 + s2/lanbuda2); Q’/A = (t1 – t3’) / (s1/lanbuda1 + s2/lanbuda2). Процентное снижение: (Q/A – Q’/A) / Q/A = (t3’ – t3) / (t1 – t3) = (405 – 113) / (800 – 113) = 42,5%.
9). На внешней стороне паровой трубы диаметром 100 мм находится слой изоляционного материала толщиной 50 мм; коэффициент теплопередачи для этого материала составляет LANBUDA A = 0,05 Вт/м·К. Снаружи этого слоя находится ещё один слой изоляционного материала толщиной 25 мм; коэффициент теплопередачи для него — LANBUDA B = 0,075 Вт/м·К. Температура внутренней поверхности материала A и внешней поверхности материала B составляет соответственно 170°C и 38°C. Необходимо определить температуру на границе раздела материалов A и B. Потери тепла на единицу длины трубы: Q/L = 2PAI·(t1–t3) / (1/lanbuda·A·Ln(r2/r1) + 1/lanbuda·B·Ln(r3/r2)) = 49,3 Вт/м. Таким образом, 2PAI·(170–t2) / (1/0,05·Ln(100/50)) = 49,3; отсюда t2 = 61,3 °C. 10). Конденсатор из рядовых труб с характеристиками Q25*2,5 мм; эффективная длина труб – 3,0 м. Хладагент протекает внутри труб с скоростью 0,7 м/с; температура хладагента повышается с 20 °C до 50 °C. Поток — 5000 кг/ч, температура — 75 °C. Насыщенный пар конденсируется в воду при той же температуре. Потенциальная теплота конденсации составляет 310 кДж/кг. Был измерен коэффициент теплообмена при конденсации пара — 800 Вт/м²·К. Коэффициент теплообмена за счет конвекции у охлаждающей среды составляет 2500 Вт/м²·К. Тепловой сопротивление из-за загрязнений с lado охлаждающей среды равно 0,00055 м²·К/Вт; тепловые сопротивления из-за загрязнений с lado пара и тепловые сопротивления стенок труб пренебрегаемы. Рассчитайте площадь теплообмена в этом теплообменнике, а также определите общее количество теплообменных труб и количество каналов в нем. Удельная теплоемкость охлаждающей среды составляет 2,5 кДж/Кг·°C, а плотность – 860 кг/м³. Энергия, выделяемая при испарении, равна Q = qm·r = 5000/3600·310·1000 = 4,31·10^5 Вт. Температура охлаждающей среды составляет 38°C. Коэффициент теплообмена рассчитывается по формуле: K = 1/a1 + 1/a2·(d1/d2) + Rs²·(d1/d2); значение K составляет 410 Вт/м²·°C. Площадь поверхности для теплообмена равна: A = Q/K·ΔT = 27,2 м². Количество охлаждающей среды, проходящей через систему в единицу времени, определяется по формуле: qm₂ = Q/Cp·(t2–t1) = 4,31·10^5 / 2,5·10^3·(50–20) = 5,75 кг/с. Количество труб в одном контуре определяется из общего количества охлаждающей среды и объема охлаждающей среды, проходящего через каждую трубу: ni = qm₂/0,785·d2. Значение ni составляет 30. Площадь поверхности для теплообмена в одном контуре равна: Ai = ni·PAi. Длина каждого контура составляет: L = 30·3,14·0,025·3 = 7,07 м². Общее количество контуров равно: N = A/Ai = 27,2/7,07 = 3,9. Учитывая целочисленное значение, N = 4. Общее количество труб составляет: 30·4 = 120 штук.
Надеюсь, автор будет продолжать делиться, буду следить :)