7.5. Теплообмінники з теплових труб (ТТ)

Теплова труба — випарювально-конденсаційний герметичний пристрій із використанням капілярних сил, який служить для передачі теплоти і працює за замкнутим циклом згідно [15].

Особливість ТТ полягає в тому, що вона здатна передавати великі теплові потужності при малих перепадах температур.

У ТТ теплота від середовища, яке охолоджується, забирається в зоні ви­парювання рідиною, яка тут випаровується, і з потоком пари, яка при цьому утворюється переноситься на значну відстань у зону охолодження, де переда­ється стінці труби при конденсації. Конденсат, який при цьому утворюється, повертається в зону випарювання. У залежності від природи сил, які поверта­ють теплоносій із зони конденсації в зону випарювання, теплові труби підроз­діляють на: фітільні, або капілярні (рис. 7.4, а); гравітаційні, або термосифонні (рис. 7.4, б); відцентрові (рис. 7.4, в).


Основною перевагою теплової труби порівняно зі звичайними тепло- пе­редаючими пристроями є простота конструкції, відсутність нагнітачів і, як на­

слідок, витрат енергії на переміщення теплоносія в середині ТТ; герметич­ність, яка дозволяє як теплоносії використовувати будь-які, в тому числі й аг­ресивні, рідини [34]; легкість регулювання за рахунок зміни співвідношення між зонами випарювання і конденсації [1] та за рахунок зміни живого перерізу як в зоні випарювання, так і в зоні конденсації [2]; висока теплопровідність, яка перевищує в сотні раз самі теплопровідні матеріали.

Теплообмінники, поверхню нагріву яких утворюють ТТ (із теплотрубни-ми поверхнями нагріву), можуть бути використані для того, щоб зібрати теп­лоту від джерел великої протяжності і передати її теплоприймачу невеликих розмірів або, навпаки, розсіяти теплоту від малого джерела на велику площу.

Використання теплообмінника складеної конструкції [4, 3 стр.] підвищує його експлуатаційну надійність, а також спрощує технологію виготовлення і ремонту. Запропоноване технічне рішення дозволяє для кожної із складових частин теплопередаючого елементу підбирати матеріали в залежності від вла­стивостей теплоносіїв.


На рис. 7.5, а — зображено теплотрубний теплообмінник газ-рідина, а на рис. 7.5, б — газ-газ.

При проектуванні теплотрубних теплообмінників слід приділяти особли­ву увагу визначенню температури робочої рідини в ТТ як при різноманітних способах підведення і відведення теплоти [28], так із урахуванням інших екс­плуатаційних факторів [42].

Теплообмінник із ТТ для утилізації теплоти вентиляційних викидів являє собою пакет із трубок, заповнених робочою речовиною з низькою температу­рою кипіння. Одна половина пакета знаходиться в потоці теплого повітря, друга — в зоні холодного повітря. У зоні теплого повітря відбувається підве­дення теплоти до трубки рідини, що заповнює, і вона випаровується. Пара пе­реміщується всередині трубки в зону холодного повітря, де конденсується, віддаючи тепло конденсації на нагрівання припливного повітря. Циркуляція робочої речовини відбувається за рахунок сил гравітації шляхом розташуван­ня зони конденсації вище зони випару. На сьогодні розроблена конструкція і

виготовлена партія трьохрядного модуля теплообмінника з теплових трубок. Конструктивно трьохрядний модуль виконаний у такий спосіб: алюмінієві пластини насаджені з кроком 2,25 мм на мідні трубки діаметром 15 мм; при глибині модуля в три ряди за ходом повітря утвориться суцільне пластинчасте ребро; у кожному ряду трубки з'єднані послідовно калачами і їхній внутрі­шній об'єм на 25 % заповнений рідким хладоном-22; після заповнення крайня трубка кожного ряду запаюється для забезпечення герметичності.

Оцінка ефективності теплообмінника за нагріванням припливного повітря теплом витяжного повітря виконується за допомогою виразу:

Етт =   ,           (7 66)

де tx2, txi — температура припливного повітря на вході та виході в теплооб­мінник;

£г1 — температура видаляємого повітря на вході в теплообмінник.

Збільшення теплової ефективності утилізації теплоти повітря що видаля­ється, рекомендується здійснювати шляхом збільшення рядності модулів по ходу повітряних потоків. У додатку на рис. 31 показана зміна показника Б]1 при зміні рядності в теплообміннику. Графік отриманий при швидкостях пові­тря в живому перерізі теплообмінника 4...5 кг/(м2-с).

Аеродинамічний опір теплообмінника збільшується прямопропорційно числу рядів. Із метою одержання оптимальних показників економії енергії при використанні теплоти повітря, що видаляється, раціонально обмежити глиби­ну теплообмінників із теплових трубок у 6.. .9 рядів.

Облік співвідношення витрат припливного і витяжного повітря та їхніх теплових еквівалентів виконується за допомогою безрозмірного показника, який визначається за формулою:

Б =      , (7.67)

де   Lx — витрати припливного повітря, кг/с; j — витрати повітря, що видаляється, кг/с.

£ — коефіцієнт вологовипадіння з повітря, що видаляється, представле­ний в додатку на рис. 31 (дані розраховані для випадку Б = 1. При інших чисе­льних значеннях Б значення Б/ знаходять за рис.32 дод.).

Розрахунок теплообмінника з теплових трубок

Вихідними даними для підбору теплообмінника з теплових трубок є:

технічні характеристики і конструктивні показники модулів теплооб­мінників із теплових трубок;

початкові параметри і витрата припливного повітря tx1, Hx1, Lx;

початкові параметри і витрата повітря, що видаляється, ґг1, Нг1,

необхідна температура припливного повітря tx2.

Необхідна кількість застосовуваних модулів теплообмінників із теплових трубок у шт. обчислюється [23] за формулою:

Ш = Lx/5. (7.68) Якщо Lj. > Lx, необхідна кількість модулів розраховується з підставкою замість

Отримане значення Ш округлюється до цілого числа й обчислюється дій­сне значення масової швидкості припливного повітря в живому перерізі теп­лообмінника в кг/(м2-с):

= f. (7.69)

Задавши число рядів теплових трубок Z за глибиною, за графіком на рис. 31 дод. визначається номінальне значення показника Б/.

Визначається досяжна температура нагріву припливного повітря:

tX2 = ETT(trl - tx1) +    . (7.70)

Як правило, досяжна температура нагрівання припливного повітря менше від необхідної температури припливного повітря (£Д < tx2 ). Якщо tX2> tх2, то приймається £Д = tх2 і перераховується значення показника £tTT.

Розраховується витрата теплоти на нагрівання припливного повітря:

Q = Lx ■ ср(tx2 - txl). (7.71)

При сталому стаціонарному режимі роботи утилізаційного устаткування та незначних втратах у навколишнє середовище будуть мати місце баланси теплоти між зонами випару і конденсації:

Q = Q ;

(7 72)

Із урахуванням цього кінцева ентальпія повітря, що видаляється, визнача­ється за формулою:

Нг2 = Нг1 —ї^-Ь—x±L. (7.73)

За умовами запобігання від обмерзання отримане значення Нг2 повинно дорівнювати або бути > 16,4 кДж/кг.

Якщо величина Нг2 менше від зазначеної величини, то необхідно зменши­ти число рядів теплових трубок за глибиною теплообмінника.

Побудуванням на Н — d діаграмі визначаються за умови відбирання теп­лоти від витяжного повітря при обчисленому значенні Нг2 > 17,6 кДж/кг.

На Н — d діаграму ( рис.33 дод.) наносяться початкові параметри повітря, що видаляється (точка У{) і припливного повітря (точка X1). Із точки Y1 опус­кається перпендикуляр до перетинання з кривою <р = 100 % і знаходиться тем­пература та ентальпія точки роси     і Нрг1.

Для випадку Нрг1 > Нг1 процес охолодження викидного повітря відбуваєть­ся з одночасним його підсушуванням. Приймається (рг2 з урахуванням наступ­них рекомендацій: при (рг1 > 70 % (рг2 = 98 %; при (рг1 від 50 до 70 % (рг2 = 93 %; при (рг1 від 30 до 50 % (рг2 = 88 %.

У місці перетину Нг2 із прийнятим (рг2 визначається точка Y2 для якої зна­ходяться інші параметри повітря, що видаляється, t^, dT2.

Якщо процес охолодження витяжного повітря відбувається без його осу­шення, то кінцеві параметри знаходяться на лінії постійного початкового во-логовмісту.

Обчислюється коефіцієнт вологовиділення з витяжного повітря:

£ =   Яг1"Яг2   , (7.74)

де Нг1, Нг2 — початкова і кінцева ентальпія витяжного повітря.

За виразом (7.67) обчислюється співвідношення теплових еквівалентів по­токів Б.

При відомих Б і Et за графіком (рис. 32 дод.) визначається дійсне значення E]1, якщо воно відрізняється від попередньо знайденого, то виконується уточ­нення кінцевих параметрів припливного і витяжного повітря.

Аеродинамічний опір модуля теплообмінника, зібраного з z рядів трубок, у Па визначається за формулою:

Ak = AP,

, (7.75)

де AP,. — аеродинамічний опір модуля визначається за рис. 34 дод.

Аеродинамічний опір теплообмінника, зібраного з z рядів трубок, для проходу витяжного повітря, з якого конденсується волога, визначається:

APez =A/4 -1,8. (7.76)

Поправка 1,8 ураховує збільшення опору при конденсації вологи.

Приклад розрахунку економічної ефективності від упровадження однієї умов­ної одиниці (0,15 ГВт) теплоутилізатора типу ВРТ або ТСН для умов півден­ної кліматичної зони

Визначення одноразових капітальних витрат на впровадження і пуск в екс­плуатацію теплоутилізаційного устаткування

Вартість теплообмінника за даними заводів-виробників дрібносерійного виробництва приймається 2200 у.о.

Транспортні витрати складають 7 % вартості теплообмінника і складають 154 у.о.

Вартість монтажу теплообмінника визначається за ціною на монтаж уста­ткування та приймається рівним 80 у.о.

Вартість обв'язки теплообмінника за цінником складає 400 у.о.

Витрати на пуск і регулювання теплоутилізатора складають 2,5 % від ко­шторисної вартості та дорівнюють 70 у.о.

Річні експлуатаційні витрати (Се) на електроенергію при установці обер­тового регенератора — близько 40 у.о. (без урахування витрат на доплату до заробітної плати персоналу, який обслуговуватиме теплоутилізатор).

Витрати на загальнобудівельні роботи (потрібна прибудова площею 36 м2) для розміщення венткамери з теплоутилізатором при вартості спорудження 80 у.о. на 1м2 складають 1600 у.о.

Разом одноразові капіталовкладення на впровадження однієї умовної одиниці теплоутилізаційного устаткування — 4524 у.о.

Вартість проектно-кошторисної документації

Вартість огляду існуючих цехів підприємства з метою виявлення об'єктів упровадження теплоутилізаційного устаткування складає близько 200 у.о.

Роботи із обмірювання будівельних конструкцій складають 100 у.о. Вар­тість підготовки вихідних даних із питань загальнобудівельних робіт, підклю­чення до електро- і тепломереж тощо. складає 200 у.о.

Вартість перевірочних аеродинамічних розрахунків вентиляційних систем і вентобладнання — 200 у.о.

Вартість виконання креслень і оформлення проектно-кошторисної доку­ментації складає 1900 у.о.

Витрати на відрядження — 400 у.о.

Разом витрати на розробку проектно-кошторисної документації — 3000 у.о. Капітальні витрати на впровадження утилізаційного устаткування складають

К = 4524 + 3000 = 7524 у.о. Річна економія коштів при комерційній вартості 1 Гкал — 15 у.о. і роботі телоутилізатора 1000 год. на рік складатиме

С = 1000 ■ 1,5 ■ 0,86 ■ 15 = 1935 у.о. Річний економічний ефект складає

E = С — Се — 0,15 ■ К= 1935 — 40 — 0,15 ■ 7504 = 769,4 у.о. Строк окупності

Т = КІС = 7524/1935 = 3,89 року.

7.6. Використання охолодної води устаткування для підігріву припливного повітря

Перспективним об'єктом споживання низькопотенційних вторинних ене­ргоресурсів є теплопостачання і вентиляція.

У цьому підрозділі наведені методики розрахунку устаткування, що вико­ристовують як теплоносій воду низькотемпературного потенціалу. Це устатку­вання розроблялося протягом декількох років Науково-дослідним інститутом санітарної техніки й устаткування будинків і споруджень Мінбудматеріалів (НДІСТ) м. Києва. Теплоутилізатори пройшли дослідно-промислову перевір­ку, на них є повна технічна документація і нормативні документи.

Контактні теплообмінні апарати плівкового типу призначені для нагрі­вання і зволоження припливного вентиляційного повітря низькопотенційним теплом охолодної води з температурою до 60 °С [5] .

У залежності від продуктивності вентиляційних установок рекомендуєть­ся застосовувати наступне устаткування:

для установок продуктивністю 10...20 тис. м3Ігод по повітрю — опалю­вально-вентиляційні агрегати типу ОВА і спіральний плівково-кон­тактний вентиляційний агрегат типу АСК;

для установок продуктивністю 20...120 тис. м3Ігод по повітрю — плів­ково-контактні установки з плоскопаралельної і хвилястопаралельної насадками та камера з вібруючою насадкою.

Температуру повітря перед насадкою (tT), щоб уникнути обмерзання останньої, рекомендується приймати не нижче — 20 °С. При більш низьких значеннях температури варто застосовувати попередній підітрів повітря в ка­лориферах.

Якщо в приміщеннях, що обслуговуються, відсутні волотонадлишки, во-лотовміст припливното повітря відповідно до санітарно-технічних норм пови­нен знаходитися в межах 6...8 т/кт сухото повітря (при розрахунковій темпе­ратурі в приміщеннях 16...18 °С). Для забезпечення зазначеното волотовмісту температура повітря, що залишає насадку (tk), повинна складати 8.. .10 0С.

Конструктивно теплообмінними насадками є набір вертикальних пластин, що утворять канали, по яких рівномірною плівкою стікає тепла вода. У тори-зонтальному напрямку в каналах рухається повітря, що, вступаючи в контакт із плівкою води, натрівається і зволожується.

Шириною каналів для проходу повітря і поперечними розмірами насадки варто задаватися, виходячи з конструктивних та тідравлічних міркувань. При цьому ширину каналів рекомендується приймати в наступних межах:

для хвилястопаралельної насадки — 12.. .14 мм;

для плівково-контактної касети — 8.. .10 мм;

для вібруючої плоско-паралельної насадки — 7.. .10 мм. Оптимальні масові швидкості повітря в насадках повітропідітрівників

відповідно до техніко-економічних розрахунків, проведеним у НДІСТ, пови­нні прийматися в наступних межах:

для насадки з кілець Рашита — 2,1.. .2,3 кт/(м2-с);

для хвилястопаралельної насадки — 7,0...7,7 кт/(м2-с) ;

-           для вібруючої плоско-паралельної насадки — 7,5...7,7 кт/(м2-с). Основним розрахунковим рівнянням повітропідітрівників є рівняння теп­лового балансу, яке можна записати у формі.

G(Н -Нн) = Св(Н'н-Н'к), (7.77) де   Gn — продуктивність апарата за повітрям;

GB — витрата води, необхідної для підігріву повітря;

Нп, Нк — ентальпія повітря на вході в апарат і на йото виході;

Н'„, Н[ — ентальпія води на вході в апарат і на виході з ньото.

Із даното співвідношення летко визначити або витрати води на підітрів повітря (G„), або за відомою витратою води її параметри на виході (t[, Щ ).

Вихідні дані для розрахунку

Як вихідні параметри для розрахунку повітропідітрівників приймаються.

продуктивність апарата за повітрям — Єп, кт/с;

параметри повітря (температура і ентальпія) перед апаратом — tro 0C і Яп, Дж/кт;

параметри повітря (температура і ентальпія) за апаратом — tK, °С і Як, Дж/кт;

початкові параметри води (температура і ентальпія) перед апаратом — t'n, 0C і Н'п, Дж/кт;

кінцеві параметри води (температура і ентальпія) за апаратом — t[, 0С і Н, Дж/кт, або витрата води на натрівання повітря — Єв кт/с.

Методика розрахунку зрошувально-вентиляційного агрегату Принцип дії атретату полятає в двоступінчастому натріванні і зволоженні повітря при контакті йото з водяною плівкою. Повітря надходить у зрошувану насадку з керамічних кілець, перед входом у яку проходить попереднє натрі-вання і зволоження стікаючою зі зрошуваното шару водою (перший ступінь). Потім у калорифері повітря досятає розрахункових параметрів (друтий сту­пінь).

Для даното атретату наводимо розрахунок тільки теплообмінної насадки, що складається з дощовото простору, насадковото і сепаруючото шарів з кі­лець Рашита.

Розрахунок калорифера і вентилятора здійснюється за відомими форму­лами [45].

Визначається теплопродуктивність насадки в кВт:

(2к =        - Нп). (7.78) Розраховується витрата води, необхідна для натрівання повітря в камері, у

кт/с:

(7.80)

Задавши щільність зрошення (повинна бути не більше 3,5 м3/(м2тод), ви­значаємо площу поперечното перерізу насадки, м2:

k =   N '

де N — щільність зрошення, м3/(м2тод); р — тустина води, кт/ м3. Масова швидкість у перетині зрошуваної насадки, у кт/(м2-с):

(vp) = (7.81)

Щоб уникнути «захльобування» зрошуваної насадки, масова швидкість не повинна перевищувати 3,5 кт/(м2-с).

Об'ємний коефіцієнт теплообміну у Вт/(м3-К) при оптимальній товщині насадковото шару з кілець Рашита Ям = 0,15 м визначається за формулою.

висота контактної камери, м:

Нн = |-; (7.85)

висота дощового простору насадки, м;

Яд = Як—Ян .           (7.86)
Коефіцієнт зрошення, кгвода/кгпов;

Аеродинамічний опір контактної насадки, Па, що складається з опору на­сад очного, шаруючи товщиною 0,15 м, і опору шару, що сепарує товщиною 0,05 м, визначаємо за формулою:

АР = 186 • (и-р)1,55 • B0,28. (7.88)

Методика розрахунку спірального плівково-контактного теплообмінника У теплообміннику канали для проходу повітря утворені набором спіраль­но розташованих пластин, по яких рівномірно стікає нагріта вода. Теплооб­мінник здійснює нагрівання, охолодження, зволоження й очищення повітря.

Визначаємо теплову потужність, необхідну для нагрівання і зволоження повітря, кВт [33]:

Q = Gn • (Нк - Нп) . (7.89) Теплова потужність тільки на нагрівання повітря, Вт:

Q =Gn -(Тк -Тп). (7.90) Витрата води повинна забезпечити мінімальну щільність зрошення кг/(м-с), яке визначається, за формулою:

де а — коефіцієнт поверхневого натягу пластин, Дж/м2, між рідиною і мате­ріалом;

в — кут змочування рідиною матеріалу пластин, град; рт - густина рідини, кг/м3;

^т — коефіцієнт кінематичної в'язкості рідини, м2/с.

Як видно з формули (7.91), мінімальна щільність зрошення не залежить від конструкції або розмірів апарата, а є функцією роду рідини і матеріалу на­садки. Необхідна витрата води в кг/с визначається за формулою;

G = (7-92) Сумарна довжина каналів, м, визначиться як

±L = ^, (7.93)

де m — число каналів теплообмінника.

Висота каналів, м, визначається при заданій швидкості входу повітря (швидкість входу повітря ивх приймається в межах 8.. .10 м/с):

h = dm = 1,134 j-^-. (7.94)

Поверхня теплообміну, м2:

Середній температурний напір, К, визначається за          формулою Позина-
Бермана:

Значення ширини каналу, м може бути визначене (за результатами опти-мізації) як:

b = —. (7.97)

Середній радіус кривизни каналу в м є функцією геометричних парамет­рів багатозаходної спіралі:

(7.98)

Необхідний коефіцієнт теплообміну, Вт/(м2-К):

Подальший розрахунок ведеться методом послідовних наближень, варі­юючи величиною m.

Довжина каналу насадки, м:

Швидкість повітря (м/с) у каналі:

рп-b•h•m

Фактичний коефіцієнт теплообміну, Вт/(м2-К):

Відхил фактичного і необхідного значень коефіцієнта теплообміну не по­винний перевищувати 5 %:

Якщо умова не виконується, розрахунок повторюють, змінивши m. Зовнішній діаметр теплообмінника, м:

dm = 4 • R - dm. (7.104)

Число обертів каналу:

Аеродинамічний опір теплообмінника, Па:

Методика розрахунку плівково-контактної касети

Принцип роботи касети полягає в одноступінчатому нагріванні і зволо­женні повітря при контакті з плівкою води, що утвориться на пластинах. Рух повітря і води відбувається за принципом перехресного струму.

Визначаємо теплову потужність касети в кВт:

Qk = Gn • (Нк - Нп). (7.107)

Витрата води, кг/с, яка необхідна для нагрівання і зволоження повітря:

GB =   Q         . (7.108)

В   (Н'п- Н[)  v '

Коефіцієнт теплообміну, Вт/(м2-К), вибираємо в наступних межах: K = 20...25.

Середньологарифмічний температурний напір, К:

Необхідна поверхня нагрівання, м2:

F = -®±-. (7.110)

К-AT   v '

При оптимальному співвідношенні довжини і висоти касети h = 0,5/, ви­значаємо плівко-несучу поверхню касети (кількість листів, що формують по­верхню), задавши /:

n = , F    =F. (7.111)

Визначаємо ширину касети, м, при оптимальній ширині каналу для про­ходу повітря, рівної 8.10 мм:

B = n • (b + 8), (7.112) де 8 — товщина листів матеріалу касети в м.

Визначаємо живий переріз касети за повітрям, м2:

де F — поверхнева щільність зволоження касети, кг/м2.

Методика розрахунку камери з хвилястопаралельною зрошуваною насадкою

Принцип роботи камери полягає в наступному: оброблюване повітря ру­хається в горизонтальному напрямку по хвилеподібним щілевидним каналам, утвореними стінками листів, вступаючи при цьому в контакт із водою, що сті­кає по стінках каналів у піддон.

Визначаємо теплову потужність камери, кВт:

QK = Gn • (Н -Нн) . (7.116)

Визначаємо коефіцієнт повної масовіддачі у каналах хвилястої насадки шириною 12-14 мм,

Середній ентальпійний напір у камері з хвилястопаралельною насадкою, Дж/кг:

де 8Н' — поправка на нелінійність функції визначаються за виразом:

8Н> = Нн+ Н4- 2 - Н'. (7.119)

Величини Н'н, Н'г, Н' з метою врахування термічного опору стінки при­ймаються відповідно при температурах: (t- - 2), (t[ — 2) і [0,5( t'H + t[) — 2]. Визначаємо необхідну поверхню нагрівання хвилястопаралельної насад-

ки, м2:

Живий перетин каналів насадки для проходу повітря, м2:

Загальний поперечний переріз хвилястопаралельної насадки, м2:

far = L (1 + 8),            (7.122)

де   b — ширина каналу, м;

8 — товщина матеріалу, формуючого насадку, м.

Задаючи на підставі конструктивних міркувань повну робочу висоту на­садки Н, визначаємо ширину насадки, м:

В = H. (7.123)

Кількість листів, що формують насадку:

Визначаємо сумарну висоту всіх листів насадки, м:

XH = nH. (7.125) Довжина хвилястопаралельної насадки за ходом повітря, м:

Визначаємо аеродинамічний опір насадки, Па, за формулою:

AP = 0,68m(3p)OZ , (7.127) де m — число хвиль за ходом повітря.

Витрата води, кг/с, необхідна для нагрівання повітря в насадці:

GB =   Q         . (7.128)

В   (Н'п- Щ )

Методика розрахунку камери з вібруючою насадкою

Принцип роботи камери наступний: повітря проходить через канали ка­мери, де вступає в контакт із плівкою води, що стікає по пластинах, які фор­мують насадку. Для інтенсифікації процесу теплообміну насадка приводиться в коливальний рух від вібратора. Частота коливань 50 Гц.

Визначаємо теплову потужність камери, кВт:

QK = Ga (Нк - Нп ) . (7.129)

Щільність теплового потоку у каналах плоскопаралельної вібруючої на­садки (при ширині каналів від 7 до 10 мм, частоті коливань насадки 50 Гц і амплітуді коливань від 0,5 до 1,5 мм):

° = ciSpfKH/H'r, (7.130) де С — чисельний коефіцієнт, який залежить від амплітуди коливання насадки (А): при Лтш=0,5 мм, С = 0,0184, а при Лтах = 1,5 мм, С = 0,0212; (3pfSnm — оп­тимальна масова швидкість повітря у каналах вібруючої насадки, кг/м2с; Н / Н' — відношення середньої ентальпії обробленого повітря до ентальпії на­сиченого повітря, взятої при середній температурі води. Н = 0,5(Ни + Нк), а Н' відповідає t' = 0,5(t'u +1'%) і q> = 100 % за H-dдіаграмою (рис.21 дод.).

Середній ентальпійний напір у камері з вібруючою насадкою, кДж/кг:

АН = , Н    - 0'5   (Нк - Нн ) , (7.131)

Іп—н  н

нк-з-н ' - Нк

де ЗН' — поправка на нелінійність функції H=f(t'):

ЗН, = Нн+ Нк+ 2Н'. (7.132)

Величини Н'п, Н[ і Н' з метою врахування термічного опору плівки при­ймаються відповідно при температурах: (t'n — 2), (t[ — 2) і [0,5( t'n + t'r) — 2]. Необхідна поверхня нагрівання камери, м2, визначається за формулою

сг-АН

ний перетин ка

для проходу повітря

f = -Я^_ (7.133)

Живий поперечний перетин каналів вібруючої насадки, м2, необхідний

f- = 7^Г-. (7.134)

/опт

2

Загальний поперечний перетин насадки, м , (з урахуванням захаращення його матеріалом насадки):

Lt = L (і + З). (7.135)

На підставі конструктивних міркувань задаємося робочою висотою віб­руючої насадки Н, а за значеннями/заг і H визначаємо ширину насадки, м:

В = H. (7.136)

Число листів, що формують насадку, визначаємо за формулою:

Витрата води, кг/с, необхідна для нагрівання повітря в насадці:

GB =   Q         .           (7.140)

В   (Н'п- Н[)  v '

Контрольні питання

Регенерація теплоти повітря, що викидається в атмосферу вентиляцій­ними системами.

Види устаткування для використання теплоти вентиляційних викидів

(ВВ).

Регенеративні теплообмінники, що обертаються для використання теп­лоти ВВ.

Методика перевірочного розрахунку регенератора ВВ, що обертається.

Системи утилізації теплоти ВВ теплообмінниками з проміжними теп­лоносіями.

Методика розрахунку теплоти з проміжним теплоносієм при негатив­них початкових температурах припливного повітря.

Методика розрахунку систем утилізації теплоти з проміжним теплоно­сієм при позитивних температурах припливного повітря.

Пластинчасті теплообмінники з розвиненою поверхнею теплообміну системи утилізації теплоти ВВ.

Теплообмінники з теплових труб системи утилізації теплоти ВВ.

Методика розрахунку теплообмінників з теплових труб систем утилі­зації теплоти ВВ.

Використання охолоджуючої води обладнання в системах утилізації теплоти.

Методика розрахунку зрошувально-вентиляційного агрегату.

Методика розрахунку спірального плівково-контактного теплообмін­ника.

Методика розрахунку камери з хвилястопаралельною зрошуваною на­садкою.

Методика розрахунку камери з вібруючою насадкою.


Авторы: 239 А Б В Г Д Е З И Й К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я

Книги: 268 А Б В Г Д Е З И Й К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я