Величину тепловых потерь от неизолированного кожуха теплообменника в окружающую среду с температурой tокр, толщиной стенки стального кожуха dст при известной средней температуре воды tсрв и коэффициенте теплоотдачи aв, вычисленном по формуле (2), можно найти, если известен коэффициент теплоотдачи aокр от кожуха окружающему воздуху.

В зависимости от заданных условий эксплуатации для случая естественной конвекции определим aокр:

ü горизонтальное расположение теплообменника

Критерий Нуссельта определяем из соотношений, рекомендованных [5].Следует учесть, что

ü

для горизонтального расположения теплообменника

если соблюдается условие: 103<(Gr×Pr)ж<108. Если же (Gr×Рr)ж>109, пользуются критериальным соотношением:

В нашем случае 103<(20.263×106×0.688)ж<108

Критерий Грасгофа

ü для горизонтального расположения теплообменника,

В обоих случаях g=9.81 м/с2, b=1/Tокр=1/283=0.004, Dt=tсрв-tокр =40-10=30

Параметры окружающего воздуха nж= nв=mв/rв=0.00002188/79.4=0.00001416, Prж=Prв и Prст=0.705 приведены из табл.1 [4] для заданной tокр= 10 °С.

Вычислим величину тепловых потерь, так как Dнар/Dвн <1.5

В случае Qпот>Qпот.доп на 5% приступаем к выбору оптимальной тепловой изоляции кожуха теплообменника. В нашем случае Qпот<Qпот.доп поэтому выбор оптимальной тепловой изоляции не проводим.

4. ГИДРАВЛИЧЕСКИИ РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННИКА

Гидравлический расчет теплообменника необходим, потому что между теплопередачей и потерей давления существует тесная физическая и экономическая связь. Чем больше скорость теплоносителей, тем выше коэффициент теплопередачи и тем компактнее для заданной тепловой производительности теплообменник, а следовательно, меньше капитальные затраты. Но при этом растет сопротивление потоку и возрастают эксплуатационные затраты.

Основной задачей гидромеханического расчета является определение потери давления теплоносителя при прохождении его через аппарат.

Полный перепад давления, необходимый при движении жидкости или газа через теплообменник, определится по формуле:

где слагаемые - суммарные потери сопротивления трения на всех участках, местные потери давления, потери обусловленные ускорением потока в канале и затраты на преодоление самотяги. В нашем случае учтем первые три вида потерь, определяемые по формулам (для воды):

Т. к Reв>2500, то движение среды турбулентное и тогда

nкан - число подводящих воду каналов (штуцеров).

Местное сопротивление при продольном омывании пучков вдоль оси рассчитывается по формуле [3]:

ü для шахматных пучков при b1/dнар<b2/dнар

xмест=(4+6.6×m)×Re-0.28=0.01

Здесь m - число рядов в пучке в направлении движения потока для каналов обычно xмест = 0.01 .0.05

Гидравлическое сопротивление подводящих воду каналов должно быть меньше гидравлического сопротивления межтрубного пространства:

или Dpкан<Dpв, Dpкан»0.75Dpв=6 299 250 Па, т.к Dpв= 8 399 000 Па.

Мощность, затрачиваемая на перемещение теплоносителей через межтрубное пространство, определяется по соотношению:

При выборе оптимальных форм и размеров поверхности нагрева теплообменника принимают наивыгоднейшее соотношение между поверхностью теплообмена и расходом энергии на движение теплоносителей. Это соотношение устанавливается на основе специальных технико-экономических расчетов, которые в нашей курсовой работе не выполняются.

Заключение.

В данном курсовом проекте был произведен тепловой расчет противоточного рекуперативного теплообменника для газотурбинной наземной установки замкнутого цикла. Были определены основные габаритные размеры и гидравлические параметры теплообменника.

Список использованных источников.

1. Петунин Б. В "Теплоэнергетика ядерных установок", М.-Л.: Атомиздат, 1960

2. Идельчик И.Е "Справочник по гидравлическим сопротивлениям", М.: Госэнергоиздат, 1962.

3. Кутателадзе С.С, Боришанский В.М "Справочник по теплопередаче". М.: Госэнергоиздат, 1969.

4. "Основы теплопередачи в авиационной и ракетно-космической технике." / Под редакцией В.К Кошкина. М.: Машиностроение, 1975.