1. Temă pentru lucrarea trimestrială

Conform datelor inițiale pentru activitatea de curs, trebuie să:

Determinați pierderile hidraulice ale circuitului vaporizatorului;

Determinați presiunea utilă în circuitul natural de circulație al treptei de evaporare;

Determinați viteza de circulație de funcționare;

Determinați coeficientul de transfer termic.

Datele inițiale.

Tip evaporator - I -350

Număr de țevi Z = 1764

Parametrii aburului de încălzire: P p \u003d 0,49 MPa, t p \u003d 168 0 C.

Consum de abur D p \u003d 13,5 t / h;

dimensiuni:

L 1 \u003d 2,29 m

L2 = 2,36 m

D 1 = 2,05 m

D 2 \u003d 2,85 m

Țevi de scurgere

Cantitatea n op = 22

Diametru d op = 66 mm

Diferența de temperatură în trepte t \u003d 14 o C.

2. Scopul și dispunerea evaporatoarelor

Evaporatoarele sunt concepute pentru a produce distilat, care compensează pierderile de abur și condens în ciclul principal al centralelor cu turbine cu abur ale centralelor electrice, precum și pentru a genera abur pentru nevoile generale ale instalației și consumatorii externi.

Evaporatoarele pot fi utilizate atât ca parte a unităților de evaporare cu o singură treaptă, cât și în mai multe trepte pentru funcționarea în complexul tehnologic al centralelor termice.

Ca mediu de incalzire se pot folosi abur de presiune medie si joasa de la extractiile cu turbina sau ROU, iar la unele modele chiar apa cu temperatura de 150-180 °C.

În funcție de scopul și cerințele pentru calitatea aburului secundar, evaporatoarele sunt fabricate cu dispozitive de spălare cu abur cu una și două trepte.

Evaporatorul este un vas de formă cilindrică și, de regulă, de tip vertical. O secțiune longitudinală a instalației de evaporare este prezentată în Figura 1. Corpul evaporatorului constă dintr-o carcasă cilindrică și două funduri eliptice sudate pe carcasă. Suporturile sunt sudate pe corp pentru fixarea pe fundație. Pentru ridicarea și mutarea vaporizatorului sunt prevăzute fitinguri de încărcare (știfturi).

Pe corpul evaporatorului sunt prevăzute țevi și fitinguri pentru:

Alimentare cu abur de încălzire (3);

Eliminarea aburului secundar;

Evacuarea condensului de abur de încălzire (8);

Alimentarea cu apă de alimentare a vaporizatorului (5);

Alimentarea cu apă a dispozitivului de spălare cu abur (4);

Purjare continuă;

Drenarea apei din corp și epurarea periodică;

Bypass de gaze necondensabile;

Instalatii de supape de siguranta;

Instalatii de dispozitive de control si control automat;

Prelevarea de probe.

Corpul evaporatorului are două trape pentru inspecția și repararea dispozitivelor interne.

Apa de alimentare curge prin colector (5) către foaia de spălare (4) și conductele de scurgere în partea de jos a secțiunii de încălzire (2). Aburul de încălzire pătrunde prin conducta de ramificație (3) în inelul secțiunii de încălzire. Spălând țevile secțiunii de încălzire, aburul se condensează pe pereții țevilor. Condensul de abur de încălzire curge în jos în partea inferioară a secțiunii de încălzire, formând o zonă neîncălzită.

În interiorul conductelor, mai întâi apa, apoi amestecul de abur-apă se ridică în secțiunea de generare a aburului a secțiunii de încălzire. Aburul se ridică în vârf, iar apa se revarsă în spațiul inelar și cade în jos.

Aburul secundar rezultat trece mai întâi prin foaia de spălat, unde rămân picături mari de apă, apoi prin separatorul cu jaluzele (6), unde sunt prinse picături medii și unele mici. Mișcarea apei în conductele de jos, canalul inelar și amestecul abur-apă în conductele secției de încălzire se produce datorită circulației naturale: diferența de densități a apei și a amestecului abur-apă.

Orez. 1. Instalatie de evaporare

1 - corp; 2 - sectiune incalzire; 3 - alimentare cu abur de încălzire; 4 - foaie de spălare; 5 - alimentare cu apă de alimentare; 6 - separator cu jaluzele; 7 - burlane; 8 - îndepărtarea condensului de abur de încălzire.

3. Determinarea parametrilor aburului secundar al instalaţiei de evaporare

Fig.2. Schema instalației de evaporare.

Presiunea secundară a vaporilor din evaporator este determinată de diferența de temperatură a treptei și de parametrii de curgere din circuitul de încălzire.

La P p \u003d 0,49 MPa, t p \u003d 168 ° C, h p \u003d 2785 KJ / kg

Parametri la presiunea de saturație P n = 0,49 MPa,

t n \u003d 151 o C, h "n \u003d 636,8 KJ / kg; h "n \u003d 2747,6 KJ / kg;

Presiunea vaporilor se determină din temperatura de saturație.

T n1 \u003d t n - ∆t \u003d 151 - 14 \u003d 137 o C

unde ∆t = 14°C.

La temperatura de saturație t n1 \u003d 137 despre C presiunea vaporilor

P 1 \u003d 0,33 MPa;

Entalpiile de abur la P 1 \u003d 0,33 MPa h "1 \u003d 576,2 KJ / kg; h "1 \u003d 2730 KJ / kg;

4. Determinarea performantelor instalatiei de evaporare.

Performanța instalației de evaporare este determinată de fluxul de abur secundar din evaporator

D u = D i

Cantitatea de abur secundar din evaporator este determinată din ecuația de echilibru termic

D ni ∙(h ni -h΄ ni )∙η = D i ∙h i ˝+ α∙D i ∙h i ΄ - (1+α)∙D i ∙h pv ;

Prin urmare, fluxul de abur secundar din evaporator:

D = D n ∙(h n - h΄ n )η/((h˝ 1 + αh 1 ΄ - (1 + α)∙h pv )) =

13,5∙(2785 – 636,8)0,98/((2730+0,05∙576,2 -(1+0,05)∙293,3)) = 11,5 4 t/h

unde sunt entalpiile aburului de incalzire si condensatul acestuia

Hn = 2785 kJ/kg, h΄n = 636,8 kJ/kg;

Entalpiile aburului secundar, condensul acestuia și apa de alimentare:

H˝ 1 = 2730 kJ/kg; h΄1 = 576,2 kJ/kg;

Entalpiile apei de alimentare la t pv = 70 o C: h pv = 293,3 kJ / kg;

Purge α = 0,05; acestea. cinci %. Eficiența evaporatorului, η = 0,98.

Capacitate evaporator:

D u \u003d D \u003d 11,5 4 t / h;

5. Calculul termic al evaporatorului

Calculul se face prin metoda aproximării succesive.

flux de caldura

Q = (D /3,6)∙ =

= (11,5 4 /3,6)∙ = 78 56,4 kW;

Coeficient de transfer termic

k \u003d Q / ΔtF \u003d 7856,4 / 14 ∙ 350 \u003d 1,61 kW / m 2 ˚С \u003d 1610 W / m 2 ˚С,

unde Δt=14˚C; F \u003d 350 m 2;

Fluxul termic specific

q \u003d Q / F \u003d 78 56, 4 / 350 \u003d 22. 4 kW / m 2;

numărul Reynolds

Re \u003d q∙H / r∙ρ "∙ν \u003d 22, 4 ∙0,5725/(21 10 , 8 ∙9 1 5∙2,03∙10 -6 ) = 32 , 7 8;

Unde este înălțimea suprafeței de schimb de căldură

H \u003d L 1 / 4 \u003d 2,29 / 4 \u003d 0,5725 m;

Căldura de vaporizare r = 2110,8 kJ/kg;

Densitatea lichidului ρ" = 915 kg/m 3 ;

Coeficientul de vâscozitate cinematică la P n = 0,49 MPa,

ν = 2,03∙10 -6 m/s;

Coeficientul de transfer de căldură de la aburul de condensare pe perete

la Re = 3 2 , 7 8< 100

α 1n \u003d 1,01 ∙ λ ∙ (g / ν 2) 1/3 Re -1/3 =

1,01 ∙ 0,684 ∙ (9,81 / ((0,2 0 3 ∙ 10 -6) 2 )) 1/3 ∙ 3 2, 7 8 -1/3 \u003d 133 78,1 W / m 2 ˚С ;

unde la R p = 0,49 MPa, λ = 0,684 W/m∙˚С;

Coeficientul de transfer termic ținând cont de oxidarea pereților conductei

α 1 \u003d 0,75 α 1n \u003d 0,75 133 78, 1 \u003d 10 0 3 3, 6 W / m 2 ˚С;

6. Determinarea vitezei de circulatie.

Calculul se realizează printr-o metodă analitică grafică.

Având în vedere trei valori ale vitezei de circulație W 0 = 0,5; 0,7; 0,9 m/s se calculează rezistența în liniile de alimentare ∆Р sub și presiunea utilă ∆Р podea . Conform datelor de calcul, construim un grafic ΔР sub .=f(W) și ΔР etaj .=f(W). La aceste viteze, dependențele rezistenței în liniile de alimentare ∆Р sub și presiunea utilă ∆Р podea nu se intersectează. Prin urmare, setăm din nou cele trei valori ale ratei de circulație W 0 = 0,8; 1,0; 1,2 m/s; calculăm din nou rezistența în liniile de alimentare și presiunea utilă. Punctul de intersecție al acestor curbe corespunde valorii de funcționare a vitezei de circulație. Pierderile hidraulice în partea de admisie sunt alcătuite din pierderi în spațiul inelar și pierderi la secțiunile de admisie ale conductelor.

Zona inelară

F k \u003d 0,785 ∙ [(D 2 2 -D 1 2) -d 2 op ∙ n op ] \u003d 0,785 [(2,85 2 - 2,05 2) - 0,066 2 ∙ 22] \u003d 2 ∙ 22] \u003d;

Diametru echivalent

D echiv \u003d 4 ∙ F la / (D 1 + D 2 + n d op ) π \u003d 4 * 3,002 / (2,05 + 2,85 + 22 ∙ 0,066) 3,14 \u003d 0,602 m;

Viteza apei în canalul inelar

W k \u003d W 0 ∙ (0,785 d 2 vn ∙ Z / F k ) \u003d 0,5 ∙ (0,785 0,027 2 ∙1764/3,002) = 0,2598 m/s;

unde diametrul interior al conductelor secţiunii de încălzire

D vn \u003d d n - 2∙δ = 32 - 2∙2,5 = 27 mm = 0,027 m;

Număr țevi secțiuni de încălzire Z = 1764 buc.

Calculul se efectuează sub formă de tabel, tabelul 1

Calculul vitezei de circulație. Tabelul 1.

p/p	Nume, formulă de definiție, unitate de măsură.	Viteza, W 0 , m/s
	Viteza apei în canalul inelar: W la \u003d W 0 * ((0,785 * d int 2 z) / F la), m / s	0,2598	0,3638	0,4677
	Numărul Reynolds: Re \u003d W la ∙D eq / ν	770578,44	1078809,8	1387041,2
	Coeficientul de frecare în canalul inelar λ tr \u003d 0,3164 / Re 0,25	0,0106790	0,0098174	0,0092196
	Pierderea de presiune în timpul mișcării în canalul inelar, Pa: ΔР la \u003d λ tr * (L 2 / D eq ) * (ρ΄W la 2 / 2);	1,29	2,33	3,62
	Pierderea de presiune la intrarea din canalul inelar, Pa; ΔРîn \u003d (ξ în + ξ afară) * ((ρ "∙ W la 2) / 2), Unde ξ in = 0,5; ξ out = 1,0.	46,32	90,80	150,09
	Pierderea de presiune la intrarea în conductele secției de încălzire, Pa; ΔР in.tr .=ξ in.tr .*(ρ"∙W la 2 )/2, Unde ξ input.tr .=0,5	15,44	30,27	50,03
	Pierderea de presiune în timpul deplasării apei într-o secțiune dreaptă, Pa; ΔР tr \u003d λ gr * (ℓ dar / d int ) * (ρ΄W la 2 / 2), unde ℓ dar -inaltimea zonei inferioare neincalzite, m. ℓ dar = ℓ + (L 2 -L 1 )/2=0,25 +(3,65-3,59)/2=0,28 m,ℓ \u003d 0,25 - nivelul condensului	3,48	6,27	9,74
	Pierderi la conducte de jos, Pa; ΔР op = ΔР în + ΔР la	47,62	93,13	153,71
	Pierderi într-o zonă neîncălzită, Pa; ΔР dar =ΔР in.tr .+ΔР tr .	18,92	36,54	59,77
	Debit de căldură, kW/m 2 ; G ext \u003d kΔt \u003d 1,08 ∙ 10 \u003d 10,8	22,4	22,4	22,4
	Cantitatea totală de căldură furnizată în spațiul inelar, kW; Q k \u003d πD 1 L 1 kΔt=3,14∙2,5∙3,59∙2,75∙10= 691,8	330,88	330,88	330,88
	Creșterea entalpiei apei în canalul inelar, KJ/kg; ∆h la \u003d Q la / (0,785∙d int 2 Z∙W∙ρ")	0,8922	0,6373	0,4957
	Înălțimea secțiunii economizor, m;ℓ ek \u003d ((-Δh la - - (ΔР op + ΔР dar) ∙ (dh / dр) + gρ "∙ (L 1 - ℓ dar ) ∙ (dh / dр)) / ((4g ext /ρ "∙W∙d ext )+g∙ρ"∙(dh/dр)), unde (dh/dр)= \u003d Δh / Δp \u003d 1500 / (0,412 * 10 5) \u003d 0,36	1,454	2,029	2,596
	Pierderi în secțiunea economizor, Pa; ΔР ek \u003d λ ∙ ℓ ek ∙ (ρ "∙ W 2) / 2	1,7758	4,4640	8,8683
15 15	Rezistența totală în liniile de alimentare, Pa; ΔР subv \u003d ΔР op + ΔР dar + ΔР ek	68,32	134,13	222,35
	Cantitatea de abur într-o țeavă, kg/s D "1 \u003d Q / z r	0,00137	0,00137	0,00137
	Viteza redusa la iesirea din conducte, m/s, W" ok \u003d D "1 / (0,785∙ρ"∙d int 2) \u003d 0,0043 / (0,785∙1,0∙0,033 2 ) \u003d 1,677 m / s;	0,83	0,83	0,83
	Viteza medie redusa, W˝ pr \u003d W˝ ok / 2 \u003d \u003d 1,677 / 2 \u003d 0,838 m / s	0,42	0,42	0,42
	Conținut de abur consumabil, β ok \u003d W˝ pr / (W˝ pr + W)	0,454	0,373	0,316
	Viteza de urcare a unei singure bule într-un lichid staționar, m/s W burtă \u003d 1,5 4 √gG (ρ΄-ρ˝/(ρ΄)) 2	0,2375	0,2375	0,2375
	factor de interacțiune Ψ vz \u003d 1,4 (ρ΄ / ρ˝) 0,2 (1- (ρ˝ / ρ΄)) 5	4,366	4,366	4,366
	Viteza grupului de urcare a bulelor, m/s W* =W burtă Ψ aer	1,037	1,037	1,037
	Viteza de amestecare, m/s Vedem p \u003d W pr "+ W	0,92	1,12	1,32
	Conținut volumetric de abur φ ok \u003d β ok / (1 + W * / W vezi p )	0,213	0,193	0,177
	Cap de conducere, Pa ΔР dv =g(ρ-ρ˝)φ ok L perechi, unde L perechi =L 1 -ℓ dar -ℓ ek =3,59-0,28-ℓ ek ;	1049,8	40,7	934,5
	Pierderea prin frecare în linia de abur ΔР tr.abur = \u003d λ tr ((L perechi / d int) (ρ΄W 2 /2))	20,45	1,57	61,27
	Pierderea la evacuarea conductei ΔР out =ξ out (ρ΄W 2 /2)[(1+(W pr ˝/W)(1-(ρ˝/ρ΄)]	342,38	543,37	780,96
	Pierdere din accelerarea fluxului ΔР usk \u003d (ρ΄W) 2 (y 2 -y 1), unde y 1 =1/ρ΄=1/941,2=0,00106 la x=0; φ=0 2 =((x 2 k /(ρ˝φ k ))+((1-x k ) 2 /(ρ΄(1-φ k )	23 , 8 51 0,00106 0,001 51	38 , 36 0,00106 0,001 44	5 4,0 6 0,00106 0,001 39
	L cm \u003d W˝ ok + W β k \u003d W˝ ok / (1+(W˝ ok / W cm )) φ k \u003d β k / (1+ (W˝ ok / W cm )) x k \u003d (ρ˝W˝ ok ) / (ρ΄W)	1 , 33 0, 62 0, 28 0 0,000 6 8	1 , 53 0, 54 0, 242 0,0005 92	1 , 7 3 0,4 8 0,2 13 0,000 523
	Presiune utilă, Pa; ΔР podea \u003d ΔP dv -ΔP tr -ΔP vy -ΔP usk	663 ,4	620 , 8	1708 , 2

Dependența este construită:

ΔP sub .=f(W) și ΔP etaj .=f(W), fig. 3 și găsiți W p = 0,58 m/s;

Numărul Reynolds:

Re \u003d (W p d int) / ν \u003d (0, 5 8 ∙ 0,027) / (0, 20 3 ∙ 10 -6) \u003d 7 7 1 4 2, 9;

Număr Nusselt:

N și \u003d 0,023 ∙ Re 0,8 ∙ Pr 0,37 \u003d 0,023 ∙ 77142,9 0,8 ∙ 1,17 0,37 \u003d 2 3 02, 1;

unde numărul Pr = 1,17;

Coeficientul de transfer de căldură de la perete la apa clocotită

α 2 \u003d Nuλ / d ext = (2302,1∙0,684)/0,027 = 239257,2 W/m 2∙˚С

Coeficientul de transfer de căldură de la perete la apa clocotită, ținând cont de filmul de oxid

α΄ 2 \u003d 1 / (1 / α 2) + 0,000065 \u003d 1 / (1 / 239257,2) + 0,000065 \u003d 1 983 W / m 2 ∙˚С;

Coeficient de transfer termic

K=1/(1/α 1 )+(d ext /2λ st )*ℓn*(d n /d ext )+(1/α΄ 2 )*(d ext /d n ) =

1/(1/ 1983 )+(0,027/2∙60)∙ℓn(0,032/0,027)+(1/1320)∙(0,027/0,032)=

17 41 W/m 2 ∙˚С;

unde pentru Art.20 avem λSf= 60 W/m∙despreDIN.

Abatere de la valoarea acceptată anterior

δ = (k-k0 )/k0 ∙100%=[(1 741 – 1603 )/1 741 ]*100 % = 7 , 9 % < 10%;

Literatură

1. Ryzhkin V.Ya. Centrale termice. M. 1987.

2. Kutepov A.M. și alte Hidrodinamică și transfer de căldură în timpul vaporizării. M. 1987.

3. Ogai V.D. implementarea procesului tehnologic la centralele termice. Orientări pentru implementarea lucrărilor de curs. Almaty. 2008.

Izm	Foaie	Dokum№	Semn	data de	KR-5V071700 PZ	Foaie
împlinit		Poletaev P.
supraveghetor

La calcularea evaporatorului proiectat, se determină suprafața acestuia de transfer de căldură și volumul de saramură sau apă în circulație.

Suprafața de transfer de căldură a evaporatorului se găsește după formula:

unde F este suprafața de transfer de căldură a evaporatorului, m2;

Q 0 - capacitatea de răcire a mașinii, W;

Dt m - pentru evaporatoarele cu carcasă și tub, aceasta este diferența logaritmică medie dintre temperaturile agentului frigorific și punctul de fierbere al agentului frigorific, iar pentru evaporatoarele cu panou, diferența aritmetică dintre temperaturile saramurii de ieșire și punctul de fierbere. a agentului frigorific, 0 С;

este densitatea fluxului de căldură, W/m2.

Pentru calculele aproximative ale evaporatoarelor, se folosesc valorile coeficientului de transfer de căldură obținute empiric în W / (m 2 × K):

pentru evaporatoarele de amoniac:

carcasă și tub 450 – 550

panou 550 – 650

pentru evaporatoare cu carcasă și tub freon cu aripioare rulante 250 - 350.

Diferența logaritmică medie dintre temperaturile agentului frigorific și punctul de fierbere al agentului frigorific din evaporator se calculează prin formula:

(5.2)

unde t P1 și t P2 sunt temperaturile lichidului de răcire la intrarea și la ieșirea din evaporator, 0 С;

t 0 - punctul de fierbere al agentului frigorific, 0 C.

Pentru evaporatoarele cu panou, datorita volumului mare al rezervorului si circulatiei intensive a agentului frigorific, temperatura medie a acestuia poate fi luata egala cu temperatura la iesirea din rezervor t P2. Prin urmare, pentru aceste evaporatoare

Volumul lichidului de răcire circulant este determinat de formula:

(5.3)

unde V R este volumul lichidului de răcire circulant, m 3 / s;

с Р este capacitatea termică specifică a saramurii, J/(kg× 0 С);

r Р – densitatea saramură, kg/m 3 ;

t Р2 și t Р1 – temperatura lichidului de răcire, respectiv, la intrarea în spațiul frigorific și la ieșire din acesta, 0 С;

Q 0 - capacitatea de răcire a mașinii.

Valorile lui c Р și r Р se găsesc conform datelor de referință pentru lichidul de răcire corespunzător, în funcție de temperatura și concentrația acestuia.

Temperatura agentului frigorific în timpul trecerii acestuia prin evaporator scade cu 2 - 3 0 С.

Calculul evaporatoarelor pentru racirea aerului in frigidere

Pentru a distribui evaporatoarele incluse în pachetul chillerului, determinați suprafața necesară de transfer de căldură conform formulei:

unde SQ este câștigul total de căldură către cameră;

K - coeficientul de transfer termic al echipamentului camerei, W / (m 2 × K);

Dt este diferența de temperatură calculată între aerul din cameră și temperatura medie a lichidului de răcire în timpul răcirii cu saramură, 0 С.

Coeficientul de transfer de căldură pentru baterie este de 1,5–2,5 W / (m 2 K), pentru răcitoarele de aer - 12–14 W / (m 2 K).

Diferența de temperatură estimată pentru baterii - 14–16 0 С, pentru răcitoarele de aer - 9–11 0 С.

Numărul de dispozitive de răcire pentru fiecare cameră este determinat de formula:

unde n este numărul necesar de dispozitive de răcire, buc.;

f este suprafața de transfer de căldură a unei baterii sau a unui răcitor de aer (acceptat pe baza caracteristicilor tehnice ale mașinii).

Condensatoare

Există două tipuri principale de condensatoare: răcite cu apă și răcite cu aer. În unitățile frigorifice de mare capacitate se folosesc și condensatoare răcite cu apă-aer, numite condensatoare evaporative.

În unitățile frigorifice pentru echipamentele frigorifice comerciale, cel mai des se folosesc condensatoare răcite cu aer. În comparație cu un condensator răcit cu apă, acestea sunt economice în funcționare, mai ușor de instalat și de operat. Unitățile frigorifice cu condensatoare răcite cu apă sunt mai compacte decât cele cu condensatoare răcite cu aer. În plus, fac mai puțin zgomot în timpul funcționării.

Condensatoarele răcite cu apă se disting prin natura mișcării apei: tipul de curgere și irigarea, iar prin proiectare - shell-and-coil, two-tevi and shell-and-tube.

Tipul principal sunt condensatoarele orizontale cu carcasă și tub (Fig. 5.3). În funcție de tipul de agent frigorific, există unele diferențe în proiectarea condensatoarelor cu amoniac și freon. În ceea ce privește dimensiunea suprafeței de transfer de căldură, condensatoarele cu amoniac acoperă o gamă de la aproximativ 30 la 1250 m 2, iar cele cu freon - de la 5 la 500 m 2. În plus, condensatoarele verticale cu carcasă și tuburi de amoniac sunt produse cu o suprafață de transfer termic de la 50 la 250 m2.

Condensatoarele cu carcasă și tub sunt utilizate la mașinile de capacitate medie și mare. Vaporii fierbinți de agent frigorific intră prin conducta 3 (Fig. 5.3) în spațiul inelar și se condensează pe suprafața exterioară a fasciculului orizontal de țevi.

Apa de răcire circulă în interiorul conductelor sub presiunea pompei. Țevile sunt extinse în foi tubulare, închise din exterior cu capace de apă cu pereți despărțitori care creează mai multe pasaje orizontale (2-4-6). Apa intră prin conducta 8 de dedesubt și iese prin conducta 7. Pe același capac de apă se află o supapă 6 pentru eliberarea aerului din spațiul de apă și o supapă 9 pentru evacuarea apei în timpul reviziei sau reparației condensatorului.

Fig.5.3 - Condensatoare orizontale cu carcasă și tub

Deasupra aparatului se află o supapă de siguranță 1 care leagă spațiul inelar al condensatorului de amoniac cu conducta adusă în exterior, deasupra coamei acoperișului celei mai înalte clădiri pe o rază de 50 m. părți ale aparatului. De jos, un baion de ulei cu o conductă de ramificație 11 pentru scurgerea uleiului este sudat pe corp. Nivelul agentului frigorific lichid din partea inferioară a carcasei este controlat de un indicator de nivel 12. În timpul funcționării normale, tot agentul frigorific lichid trebuie să se scurgă în recipient.

Pe partea superioară a carcasei există o supapă 5 pentru eliberarea aerului, precum și o conductă de derivație pentru conectarea unui manometru 4.

Condensatoarele verticale cu carcasă și tuburi sunt utilizate în mașinile frigorifice cu amoniac de mare capacitate; sunt proiectate pentru o sarcină termică de la 225 la 1150 kW și sunt instalate în afara camerei mașinilor fără a ocupa suprafața sa utilizată.

Recent, au apărut condensatoare tip placă. Intensitatea mare a transferului de căldură în condensatoarele cu plăci, în comparație cu condensatoarele cu carcasă și tub, face posibilă, la aceeași sarcină termică, reducerea consumului de metal al aparatului cu aproximativ jumătate și creșterea compactității acestuia cu 3-4 ori.

Aer condensatorii sunt utilizați în principal la mașini de productivitate mică și medie. În funcție de natura mișcării aerului, acestea sunt împărțite în două tipuri:

Cu libera circulatie a aerului; astfel de condensatori sunt utilizați la mașini cu productivitate foarte scăzută (până la aproximativ 500 W) utilizate în frigiderele de uz casnic;

Cu mișcare forțată a aerului, adică cu suflarea suprafeței de transfer de căldură cu ajutorul ventilatoarelor axiale. Acest tip de condensator este cel mai aplicabil la mașinile de capacitate mică și medie, totuși, din cauza lipsei de apă, ele sunt din ce în ce mai utilizate la mașinile de capacitate mare.

Condensatoarele de tip aer sunt folosite in unitatile frigorifice cu presse, compresoare fara etansare si ermetice. Designul condensatorului este același. Condensatorul este format din două sau mai multe secțiuni conectate în serie cu bobine sau în paralel cu colectoare. Secțiunile sunt tuburi drepte sau în formă de U asamblate într-o bobină cu ajutorul bobinelor. Conducte - otel, cupru; nervuri - oțel sau aluminiu.

Condensatoarele cu aer forțat sunt utilizate în unitățile frigorifice comerciale.

Calculul condensatorilor

La proiectarea unui condensator, calculul se reduce la determinarea suprafeței sale de transfer de căldură și (dacă este răcit cu apă) a cantității de apă consumată. În primul rând, se calculează sarcina termică reală a condensatorului.

unde Q k este sarcina termică reală a condensatorului, W;

Q 0 - capacitatea de răcire a compresorului, W;

N i - puterea indicatoare a compresorului, W;

N e este puterea efectivă a compresorului, W;

h m - randamentul mecanic al compresorului.

În unitățile cu compresoare ermetice sau fără glande, sarcina termică a condensatorului trebuie determinată folosind formula:

(5.7)

unde N e este puterea electrică la bornele motorului compresorului, W;

h e - randamentul motorului electric.

Suprafața de transfer de căldură a condensatorului este determinată de formula:

(5.8)

unde F este aria suprafeței de transfer de căldură, m 2;

k - coeficientul de transfer termic al condensatorului, W / (m 2 × K);

Dt m este diferența logaritmică medie dintre temperaturile de condensare a agentului frigorific și a apei de răcire sau a aerului, 0 С;

q F este densitatea fluxului de căldură, W/m 2 .

Diferența logaritmică medie este determinată de formula:

(5.9)

unde t in1 este temperatura apei sau a aerului la intrarea în condensator, 0 C;

t v2 - temperatura apei sau aerului la ieșirea din condensator, 0 C;

t k - temperatura de condensare a unității frigorifice, 0 С.

Coeficienții de transfer de căldură ai diferitelor tipuri de condensatoare sunt prezentați în tabel. 5.1.

Tabel 5.1 - Coeficienții de transfer termic ai condensatoarelor

Irigare pentru amoniac

Evaporativ pentru amoniac

Răcit cu aer (cu circulație forțată a aerului) pentru agenți frigorifici

800…1000 460…580 * 700…900 700…900 465…580 20…45 *

Valori la definit pentru o suprafață cu nervuri.

Acolo unde evaporatorul este proiectat să răcească lichidul, nu aerul.

Evaporatorul din chiller poate fi de mai multe tipuri:

• lamelar
• teava - submersibila
• coajă-și-tub.

Cel mai adesea, cei care doresc să colecteze răcitor singur, foloseste un evaporator submersibil - rasucit, ca varianta cea mai ieftina si usoara pe care o poti face singur. Întrebarea este în principal în fabricarea corectă a evaporatorului, în ceea ce privește puterea compresorului, alegerea diametrului și lungimii conductei din care se va realiza viitorul schimbător de căldură.

Pentru a selecta o țeavă și cantitatea acesteia, este necesar să utilizați un calcul de inginerie termică, care poate fi găsit cu ușurință pe Internet. Pentru producția de chillere cu o capacitate de până la 15 kW, cu un evaporator răsucit, sunt cele mai aplicabile următoarele diametre de țevi de cupru 1/2; 5/8; 3/4. Conductele cu diametru mare (de la 7/8) sunt foarte greu de indoit fara masini speciale, deci nu sunt folosite pentru evaporatoarele rasucite. Cea mai optimă în ceea ce privește ușurința în exploatare și puterea pe 1 metru de lungime este o țeavă de 5/8. În niciun caz nu trebuie permis un calcul aproximativ al lungimii conductei. Dacă nu este corectă realizarea evaporatorului chillerului, atunci nu se va putea realiza nici supraîncălzirea dorită, nici subrăcirea dorită, nici presiunea de fierbere a freonului, ca urmare, răcitorul de lichid nu va funcționa eficient sau nu se va răci. deloc.

De asemenea, încă o nuanță, deoarece mediul răcit este apa (cel mai des), punctul de fierbere, atunci când (folosind apă) nu trebuie să fie mai mic de -9C, cu o deltă de cel mult 10K între punctul de fierbere al freonului și temperatura apei racite. În acest sens, comutatorul de joasă presiune de urgență trebuie, de asemenea, setat la un nivel de urgență nu mai mic decât presiunea freonului utilizat, la punctul său de fierbere de -9C. În caz contrar, dacă senzorul controlerului are o eroare și temperatura apei scade sub +1C, apa va începe să înghețe pe evaporator, ceea ce se va reduce și, în timp, va reduce funcția de schimb de căldură la aproape zero - răcitorul de apă nu va functioneaza corect.

Detalii

Calculul chillerului. Cum se calculează capacitatea de răcire sau puterea răcitorului de lichid și cum se selectează corect.

Cum să o faci corect, pe ce ar trebui să te bazezi în primul rând pentru a produce produse de înaltă calitate printre multe propuneri?

Pe această pagină vom da câteva recomandări, ascultând pe care vă veți apropia mai mult de a face ceea ce trebuie..

Calculul capacității de răcire a răcitorului. Calculul puterii răcitorului - capacitatea sa de răcire.

În primul rând, după formula la care participă volumul lichidului răcit; modificarea temperaturii lichidului, care trebuie asigurată de răcitor; capacitatea termică a lichidului; și, desigur, timpul pentru care acest volum de lichid trebuie să fie răcit - puterea de racire este determinata:

Formula de răcire, de ex. formula pentru calcularea capacității de răcire necesare:

Q\u003d G * (T1- T2) * C rzh * pzh / 3600

Q– capacitate de răcire, kW/h

G- debitul volumetric al lichidului răcit, m 3 / oră

T2- temperatura finală a lichidului răcit, o С

T1- temperatura inițială a lichidului răcit, o С

C hw- capacitatea termică specifică a lichidului răcit, kJ / (kg * o C)

pzh- densitatea lichidului răcit, kg/m 3

* Pentru apă C rzh *pzh = 4,2

Această formulă este folosită pentru a determina necesar capacitate de racireȘi este principala la alegerea unui chiller.

• Formule de conversie dimensională de calculat capacitatea de răcire a răcitorului:

1 kW = 860 kcal/oră

1 kcal/oră = 4,19 kJ

1 kW = 3,4121 kBtu/oră

Selectarea răcitorului de lichid

Pentru a produce selecția răcitorului de lichid- este foarte important să se efectueze pregătirea corectă a specificațiilor tehnice pentru calculul răcitorului de lichid, care implică nu numai parametrii răcitorului de apă în sine, ci și date despre locația acestuia și starea lucrului său în comun cu consumatorul. Pe baza calculelor efectuate, puteți - selecta un răcitor.

Nu uita în ce regiune te afli. De exemplu, calculul pentru orașul Moscova va fi diferit de calculul pentru orașul Murmansk, deoarece temperaturile maxime ale celor două orașe sunt diferite.

PDin tabelele cu parametrii mașinilor de răcire cu apă, facem prima alegere a unui răcitor și ne familiarizăm cu caracteristicile acestuia. În plus, având la îndemână principalele caracteristici ale mașinii selectate, cum ar fi:- capacitatea de răcire a răcitorului, puterea electrică consumată de acesta, fie că conține un hidromodul și alimentarea și presiunea acestuia cu lichid, volumul de aer care trece prin răcitor (care se încălzește) în metri cubi pe secundă - puteți verifica posibilitatea instalării unui răcitor de apă pe un site dedicat. După ce răcitorul de apă propus îndeplinește cerințele specificațiilor tehnice și cel mai probabil va putea lucra pe site-ul pregătit pentru acesta, vă recomandăm să contactați specialiștii care vă vor verifica alegerea.

Selectarea răcitorului de lichid - caracteristici care trebuie luate în considerare atunci când alegeți un răcitor.

Cerințe de bază ale site-uluiviitoarea instalare a unui răcitor de apă și schema de lucru cu consumatorul:

• Dacă locul planificat este în interior, atunci este posibil să se asigure un schimb mare de aer în el, este posibil să aduceți un răcitor de apă în această cameră, va fi posibil să îl serviți în ea?
• Dacă locația viitoare a răcitorului de apă este în aer liber - va fi necesară operarea acestuia în timpul iernii, este posibil să folosiți lichide care nu îngheață, este posibil să protejați răcitorul de apă de influențele externe (anti-vandal, de frunze? și ramuri de copaci etc.)?
• Dacă temperatura lichidului la care trebuie să fie rece sub +6 o C sau ea este peste + 15 despre C - cel mai adesea acest interval de temperatură nu este inclus în tabelele de selecție rapidă. În acest caz, vă recomandăm să contactați specialiștii noștri.
• Este necesar să se determine debitul de apă răcită și presiunea necesară, pe care trebuie să o furnizeze modulul hidronic al răcitorului de apă - valoarea necesară poate diferi de parametrul mașinii selectate.
• Dacă temperatura lichidului trebuie să fie scăzută cu mai mult de 5 grade, atunci schema de răcire directă a lichidului cu un răcitor de apă nu este aplicată și este necesară calcularea și completarea echipamentelor suplimentare.
• Dacă răcitorul va fi folosit non-stop și pe tot parcursul anului, iar temperatura finală a lichidului este suficient de mare - cât de potrivit ar fi să folosiți o unitate cu?
• În cazul utilizării unor concentrații mari de lichide care nu îngheață, este necesar un calcul suplimentar al capacității evaporatorului răcitorului de apă.

Program de selecție a răcitorului de lichid

Pentru informarea dvs.: oferă doar o înțelegere aproximativă a modelului de răcitor necesar și conformitatea cu specificațiile sale tehnice. Apoi, trebuie să verificați calculele de către un specialist. În acest caz, vă puteți concentra pe costul obținut în urma calculelor. +/- 30% (in carcase cu modele de răcitoare lichide cu temperatură scăzută - cifra indicată este și mai mare). Optimal modelul și costul vor fi stabilite numai după verificarea calculelor și compararea caracteristicilor diferitelor modele și producători de către specialistul nostru.

Selecția răcitorului de lichid online

O poți face contactând consultantul nostru online, care va justifica rapid și tehnic răspunsul la întrebarea ta. De asemenea, consultantul poate efectua pe baza parametrilor scrisi pe scurt din caietul de sarcini calculul chillerului onlineși dați un model aproximativ adecvat din punct de vedere al parametrilor.

Calculele făcute de neexperți conduc adesea la faptul că răcitorul de apă selectat nu corespunde pe deplin cu rezultatele așteptate.

Compania Peter Kholod este specializată în soluții integrate pentru furnizarea întreprinderilor industriale cu echipamente care îndeplinesc pe deplin cerințele termenilor de referință pentru furnizarea unui sistem de răcire cu apă. Colectăm informații pentru a completa termenii de referință, calculăm capacitatea de răcire a răcitorului, stabilim răcitorul de apă optim potrivit, verificăm cu emiterea de recomandări pentru instalarea acestuia pe un site dedicat, calculăm și completăm toate elementele suplimentare pentru funcționarea mașina într-un sistem cu un consumator (calcularea unui rezervor de acumulator, a unui modul hidronic, schimbătoare de căldură suplimentare, dacă este necesar, conducte și supape de închidere și control).

După ce am acumulat mulți ani de experiență în calcule și implementarea ulterioară a sistemelor de răcire cu apă la diferite întreprinderi, avem cunoștințele necesare pentru a rezolva orice sarcini standard și departe de standarde asociate cu numeroase caracteristici de instalare a răcitorilor de lichid la o întreprindere, combinându-le cu linii de producție, stabilirea parametrilor specifici de funcționare a echipamentului.

Cel mai optim și mai precis si in consecinta, determinarea modelului racitorului de apa se poate face foarte rapid apeland sau trimitand o cerere la inginerul firmei noastre.

Formule suplimentare pentru calcularea răcitorului și determinarea schemei de conectare la un consumator de apă rece (calcularea puterii răcitorului)

• Formula pentru calcularea temperaturii la amestecarea a 2 lichide (formula pentru amestecarea lichidelor):

T amestec= (M1*S1*T1+M2*S2*T2) / (S1*M1+S2*M2)

T amestec– temperatura lichidului amestecat, o С

M1– masa primului lichid, kg

C1- capacitatea termică specifică a primului lichid, kJ / (kg * o C)

T1- temperatura primului lichid, o C

M2– masa celui de-al 2-lea lichid, kg

C2- capacitatea termică specifică a celui de-al doilea lichid, kJ / (kg * o C)

T2- temperatura celui de-al doilea lichid, o C

Această formulă este utilizată dacă se folosește un rezervor de stocare în sistemul de răcire, sarcina nu este constantă în timp și temperatură (cel mai adesea când se calculează capacitatea de răcire necesară a autoclavei și reactoarelor)

Capacitate de răcire a răcitorului.

Moscova..... Voronej..... Belgorod..... Nijnevartovsk..... Novorossiysk..... Ekaterinburg..... la Rostov-pe-Don..... Smolensk..... Kirov..... Khanty-Mansiysk..... Rostov-pe-Don..... Penza..... Vladimir..... Astrahan..... Bryansk..... Kazan..... Samara..... Naberezhnye Chelny..... Ryazan..... Nijni Tagil..... Krasnodar..... Toliatti..... Ceboksary..... Volzhsky..... Regiunea Nijni Novgorod..... Nijni Novgorod..... Rostov-pe-Don..... Saratov..... Surgut..... Regiunea Krasnodar..... la Rostov-pe-Don..... Orenburg..... Kaluga..... Ulyanovsk..... Tomsk..... Volgograd..... Tver..... Mari El..... Tyumen..... Omsk..... Ufa..... Soci..... Yaroslavl..... Vultur..... Regiunea Novgorod.....

Sarcina 1

Fluxul de produs fierbinte care iese din reactor trebuie răcit de la temperatura inițială t 1n = 95°C până la temperatura finală t 1k = 50°C, pentru aceasta este trimis la un frigider, unde se furnizează apă cu o temperatură inițială t 2n = 20°C. Este necesar să se calculeze ∆t cf în condițiile de cocurent și contracurent în frigider.

Rezolvare: 1) Temperatura finală a apei de răcire t 2k în condiția mișcării în concurent a purtătorilor de căldură nu poate depăși valoarea temperaturii finale a lichidului de răcire fierbinte (t 1k = 50°C), prin urmare, luăm valoarea t 2k = 40°C.

Calculați temperaturile medii la intrarea și la ieșirea frigiderului:

∆t n cf = 95 - 20 = 75;

∆t la cf = 50 - 40 = 10

∆tav = 75 - 10 / ln(75/10) = 32,3 °C

2) Temperatura finală a apei în debitul în contracurent va fi aceeași ca și în debitul direct al purtătorilor de căldură t 2k = 40°C.

∆t n cf = 95 - 40 = 55;

∆t la cf = 50 - 20 = 30

∆tav = 55 - 30 / ln(55/30) = 41,3°C

Sarcina 2.

Folosind condițiile problemei 1, determinați suprafața necesară de schimb de căldură (F) și debitul apei de răcire (G). Consum de produs fierbinte G = 15000 kg/h, capacitatea acestuia de căldură C = 3430 J/kg grad (0,8 kcal kg grad). Apa de răcire are următoarele valori: capacitate termică c = 4080 J/kg grad (1 kcal kg grad), coeficient de transfer termic k = 290 W/m 2 grad (250 kcal/m 2 * grad).

Rezolvare: Folosind ecuația de echilibru termic, obținem o expresie pentru determinarea fluxului de căldură atunci când lichidul de răcire rece este încălzit:

Q \u003d Q gt \u003d Q xt

de unde: Q \u003d Q gt \u003d GC (t 1n - t 1k) \u003d (15000/3600) 3430 (95 - 50) \u003d 643125 W

Luând t 2k \u003d 40 ° C, găsim debitul lichidului de răcire rece:

G \u003d Q / c (t 2k - t 2n) \u003d 643125 / 4080 (40 - 20) \u003d 7,9 kg / s \u003d 28.500 kg / h

Suprafata necesara de transfer termic

pentru flux înainte:

F \u003d Q / k ∆t cf \u003d 643125 / 290 32,3 \u003d 69 m 2

cu contracurent:

F \u003d Q / k ∆t cf \u003d 643125 / 290 41,3 \u003d 54 m 2

Sarcina 3

În producție, gazul este transportat printr-o conductă de oțel cu un diametru exterior d 2 \u003d 1500 mm, grosimea peretelui δ 2 \u003d 15 mm, conductivitate termică λ 2 \u003d 55 W / m·deg. În interiorul conductei este căptușită cu cărămizi de argilă, a căror grosime este δ 1 = 85 mm, conductivitate termică λ 1 = 0,91 W/m·deg. Coeficientul de transfer de căldură de la gaz la perete α 1 = 12,7 W / m 2 · grade, de la suprafața exterioară a peretelui la aer α 2 = 17,3 W / m 2 · grade. Este necesar să se găsească coeficientul de transfer de căldură de la gaz la aer.

Soluție: 1) Determinați diametrul interior al conductei:

d 1 \u003d d 2 - 2 (δ 2 + δ 1) \u003d 1500 - 2 (15 + 85) \u003d 1300 mm \u003d 1,3 m

diametrul mediu al căptușelii:

d 1 cf \u003d 1300 + 85 \u003d 1385 mm \u003d 1,385 m

diametrul mediu al peretelui conductei:

d 2 cf \u003d 1500 - 15 \u003d 1485 mm \u003d 1,485 m

Calculați coeficientul de transfer termic folosind formula:

k = [(1/α 1) (1/d 1) + (δ 1 /λ 1) (1/d 1 sr)+(δ 2 /λ 2) (1/d 2 sr)+( 1/α 2)] -1 = [(1/12,7) (1/1,3) + (0,085/0,91) (1/1,385)+(0,015/55) (1/1,485 ) + (1 / 17,3)] -1 \u003d 5,4 W/m2 grade

Sarcina 4

Într-un schimbător de căldură cu carcasă și tub cu o singură trecere, metanolul este încălzit cu apă de la o temperatură inițială de 20 până la 45 °C. Debitul de apă este răcit de la 100 la 45 °C. Pachetul de tuburi al schimbătorului de căldură conține 111 tuburi, diametrul unui tub este de 25x2,5 mm. Debitul de alcool metilic prin tuburi este de 0,8 m/s (w). Coeficientul de transfer termic este egal cu 400 W/m 2 grade. Determinați lungimea totală a fasciculului de tuburi.

Să definim diferența medie de temperatură a purtătorilor de căldură ca logaritmică medie.

∆t n cf = 95 - 45 = 50;

∆t la cf = 45 - 20 = 25

∆tav = 45 + 20 / 2 = 32,5°C

Să determinăm debitul masic al alcoolului metilic.

G cn \u003d n 0,785 d int 2 w cn ρ cn \u003d 111 0,785 0,02 2 0,8 \u003d 21,8

ρ cn \u003d 785 kg / m 3 - densitatea alcoolului metilic la 32,5 ° C a fost găsită din literatura de referință.

Apoi determinăm fluxul de căldură.

Q \u003d G cn ​​​​cn (t c cn - t n cn) \u003d 21,8 2520 (45 - 20) \u003d 1,373 10 6 W

c cn \u003d 2520 kg / m 3 - capacitatea termică a alcoolului metilic la 32,5 ° C a fost găsită din literatura de referință.

Să determinăm suprafața necesară de schimb de căldură.

F \u003d Q / K∆t cf \u003d 1,373 10 6 / (400 37,5) \u003d 91,7 m 3

Să calculăm lungimea totală a fasciculului de tuburi din diametrul mediu al tuburilor.

L \u003d F / nπd cf \u003d 91,7 / 111 3,14 0,0225 \u003d 11,7 m.

Sarcina 5

Un schimbător de căldură cu plăci este utilizat pentru a încălzi fluxul de soluție de NaOH 10% de la 40°C la 75°C. Consumul de hidroxid de sodiu este de 19000 kg/h. Ca agent de incalzire se foloseste condensatul de vapori de apa, consumul acestuia este de 16000 kg/h, temperatura initiala este de 95°C. Luați coeficientul de transfer de căldură egal cu 1400 W / m 2 grade. Este necesar să se calculeze parametrii principali ai schimbătorului de căldură cu plăci.

Soluție: Aflați cantitatea de căldură transferată.

Q \u003d G p cu p (t k p - t n p) \u003d 19000/3600 3860 (75 - 40) \u003d 713 028 W

Din ecuația echilibrului termic, determinăm temperatura finală a condensului.

t la x \u003d (Q 3600 / G la c la) - 95 \u003d (713028 3600) / (16000 4190) - 95 \u003d 56,7 ° C

с р,к - capacitatea termică a soluției și a condensului găsite din materialele de referință.

Determinarea temperaturilor medii ale purtătorilor de căldură.

∆t n cf = 95 - 75 = 20;

∆t la cf = 56,7 - 40 = 16,7

∆tav = 20 + 16,7 / 2 = 18,4°C

Determinăm secțiunea transversală a canalelor, pentru calcul luăm viteza de masă a condensului W c = 1500 kg/m 2 ·sec.

S \u003d G / W \u003d 16000/3600 1500 \u003d 0,003 m 2

Presupunând lățimea canalului b = 6 mm, găsim lățimea spiralei.

B = S/b = 0,003/ 0,006 = 0,5 m

Să rafinăm secțiunea de canal

S \u003d B b \u003d 0,58 0,006 \u003d 0,0035 m 2

și debitul masic

W p \u003d G p / S \u003d 19000 / 3600 0,0035 \u003d 1508 kg / m 3 s

W la \u003d G la / S \u003d 16000 / 3600 0,0035 \u003d 1270 kg / m 3 s

Determinarea suprafeței de schimb de căldură a unui schimbător de căldură spiralat se realizează după cum urmează.

F \u003d Q / K∆t cf \u003d 713028 / (1400 18,4) \u003d 27,7 m 2

Determinați lungimea de lucru a spiralei

L \u003d F / 2B \u003d 27,7 / (2 0,58) \u003d 23,8 m

t = b + δ = 6 + 5 = 11 mm

Pentru a calcula numărul de spire ale fiecărei spirale, este necesar să se ia diametrul inițial al spiralei pe baza recomandărilor d = 200 mm.

N \u003d (√ (2L / πt) + x 2) - x \u003d (√ (2 23,8 / 3,14 0,011) + 8,6 2) - 8,6 \u003d 29,5

unde x \u003d 0,5 (d / t - 1) \u003d 0,5 (200/11 - 1) \u003d 8,6

Diametrul exterior al spiralei se determină după cum urmează.

D = d + 2Nt + δ = 200 + 2 29,5 11 + 5 = 860 mm.

Sarcina 6

Determinați rezistența hidraulică a purtătorilor de căldură creați într-un schimbător de căldură cu plăci cu patru treceri cu o lungime a canalului de 0,9 m și un diametru echivalent de 7,5 10 -3 când alcoolul butilic este răcit cu apă. Alcoolul butilic are următoarele caracteristici: consum G = 2,5 kg/s, viteza W = 0,240 m/s și densitate ρ = 776 kg/m 3 (criteriul Reynolds Re = 1573 > 50). Apa de răcire are următoarele caracteristici: debit G = 5 kg/s, viteza W = 0,175 m/s și densitate ρ = 995 kg/m 3 (criteriul Reynolds Re = 3101 > 50).

Soluție: Să determinăm coeficientul de rezistență hidraulică locală.

ζ bs = 15/Re 0,25 = 15/1573 0,25 = 2,38

ζ în \u003d 15 / Re 0,25 \u003d 15/3101 0,25 \u003d 2,01

Să specificăm viteza de mișcare a alcoolului și a apei în fitinguri (luăm d buc = 0,3 m)

W buc \u003d G bs / ρ bs 0,785d buc 2 \u003d 2,5 / 776 0,785 0,3 2 \u003d 0,05 m / s mai puțin de 2 m / s, prin urmare, poate fi ignorat.

W buc \u003d G în / ρ în 0,785d buc 2 \u003d 5/995 0,785 0,3 2 \u003d 0,07 m / s mai puțin de 2 m / s, prin urmare, poate fi ignorat.

Să determinăm valoarea rezistenței hidraulice pentru alcoolul butilic și apa de răcire.

∆Р bs = xζ ( l/d) (ρ bs w 2 /2) \u003d (4 2,38 0,9 / 0,0075) (776 0,240 2 / 2) \u003d 25532 Pa

∆Р în = xζ ( l/d) (ρ în w 2 /2) \u003d (4 2,01 0,9 / 0,0075) (995 0,175 2 / 2) \u003d 14699 Pa.