Материал: Вторинні енергетичні ресурси та енергозбереження - Навчальний посібник (Самохвалов В.С.)


Глава 2 розрахунок рекуператорів

Рекуператор (від лат. текпретаіог — отримуючий зворотньо, повертаю­чий) — теплообмінник, в якому теплообмін між теплоносіями відбувається безперервно через розділяючу їх стінку. Використовується для утилізації те­плоти відхідних газів.

У рекуператорах передача теплоти відбувається через стінку, по одну сто­рону якої рухаються димові гази, а по іншу — нагріваються повітря або газ.

Якщо напрямки повітря і димових газів у рекуператорі рівнобіжні, то ре­куператор називають прямотечійним; якщо ці напрямки протилежні, то реку­ператор називають протитечійним. Якщо напрямки руху повітря і димових газів взаємно перпендикулярні, то рекуператор називають з перехресним ру­хом газових середовищ. Існують й інші напрямки руху теплоносіїв [35].

У залежності від матеріалу, з якого виготовлені елементи рекуператорів, їх поділяються на металеві і керамічні.

Металеві рекуператори виготовляють із сірого чавуну, вуглецевої сталі, а також із жароміцних чавунів і сталей, що добре протистоять дії високих те­мператур.

Переваги металевих рекуператорів полягають у наступному:

металеві рекуператори значно компактніші керамічних. Поверхня на­грівання керамічного рекуператора в 6-8 разів більше металевого;

відсутність необхідності обов'язкового обладнання лежаків, оскільки металеві рекуператори добре розміщуються за печами або біля печей над рі­внем підлоги цеху, а іноді й у печах;

окремі елементи з'єднані зварюванням. Це дає можливість у метале­вих рекуператорах підігрівати повітря (або газ) під великим тиском і, як на­слідок, подавати газоповітряну суміш у печі з більш високою швидкістю, а це забезпечує більшу кратність циркуляції продуктів згоряння в робочому прос­торі печей, що й призводить до більшої рівномірності температур у ньому; підігрівати (у сталевих рекуператорах) газ, що неможливо здійснити в кера­мічних рекуператорах;

можливість використовувати тепло відхідних із печей газів із порівня­но низькими температурами (приблизно 500-600 °С), що значно розширює область їхнього застосування в порівнянні з керамічними рекуператорами і регенераторами.

Як рекуператори використовують кожухотрубчаті теплообмінні апарати (рис. 2.1), які складаються із кожуха і пучка труб, закріплених у решітках для створення двох проточних каналів. Перший канал знаходиться в міжтрубно-му просторі і призначений для нейтральних середовищ, а другий, який отри­маний із прохідного перерізу труб, призначений для розчинів рідин, які здат­ні забруднювати внутрішні поверхні труб. Кришки розподільчих камер і кожух, які замикають міжтрубний простір, оснащені штуцерами для підве­дення і відведення теплоносіїв.

До недоліків металевих рекуператорів належать невелика їхня стійкість при високих температурах, що обумовлює значно менший термін їхньої слу­жби в порівнянні з керамічними, і більш низька температурна межа підігріву повітря.

У рекуператорах з нелегованого металу повітря і газ підігрівають до 300-350 °С, а з жароміцних сплавів — до 600-800 °С.

Елементи керамічних рекуператорів виготовляються із шамота, карбору­нда або карбошамота.

Перевагою керамічних рекуператорів є можливість надійної їхньої робо­ти при підігріванні повітря до температури понад 500-700 °С. Однак слід за­значити, що при температурі димових газів більше 1330 °С і підвищеній їх запиленості спостерігається зашлаковування керамічних елементів і різке по­гіршення роботи рекуператора.

Керамічні рекуператори застосовують у різному конструктивному офо­рмленні, однак усі вони мають істотні недоліки, до числа яких відносяться: дуже невелика газощільність, крихкість, відносно низький коефіцієнт тепло­передачі, громіздкість, практична неможливість підігріву газового палива; необхідність обладнання лежаків. Зазначені недоліки значно звужують об­ласть застосування керамічних рекуператорів.

Зіставляючи переваги і недоліки роботи металевих і керамічних рекупе­раторів, слід зазначити, що заміна металевого рекуператора, який вийшов із ладу, вимагає декількох годин, а керамічного — кілька днів або тижнів.

Отже, керамічні рекуператори доцільно застосовувати для підігріву по­вітря до температур вище 600-700 °С. При менших температурах найбільш раціонально підігрівати повітря в металевих рекуператорах.

 

2.1. Розрахунок економії палива

Якщо повітря, що нагрівається в рекуператорі, подають для спалювання палива в печі, то величину економії палива в залежності від його теплоти згоряння і різних температурних умов роботи печі і рекуператора можна ви­значити за наступною формулою:

,400 її,

= п      

н          , (2.1)

н

де р — економія палива, \%, по відношенню до витрати палива при роботі печі без підігріву повітря;

к1 — ентальпія 1 м3 димових газів у топці, кДж/м3;

к2 — ентальпія 1 м3 димових газів на виході з печі, кДж/м3;

п — відношення ентальпії підігрітого повітря до ентальпії димових газів, що ідуть з печі.

Величина п показує також ступінь рекуперації теплоти і визначається за формулою:

 

дд

де Ьц, Уд — відповідно об'єми повітря і димових газів, що припадають на 1 кг рідкого палива або на 1 м3 газоподібного палива;

йп, йд — ентальпія 1 м3 нагрітого повітря, що надходить у піч, і 1 м3 ди­мових газів, що залишають її.

Ьп = а Ьо (2.3)

і

Уд = ¥0 + Ьо (а — 1), (2.4)

де Ь0, У0 — відповідно теоретичні об'єми повітря і димових газів (м /кг або

33 м /м );

а — коефіцієнт надлишку повітря.

Для наближених розрахунків величини теоретичного об'єму повітря й об'єму димових газів для різних видів палива можуть бути обрані за табл. 1 додатка.

Формулу (2.1) можна представити в іншому вигляді, при якому фізичний зміст її стає більш зрозумілим:

р-(2.5)

а + н н '

де  <2] — теплота згоряння палива, кДж/м3 [кДж/кг];

Нп — ентальпія підігрітого повітря, віднесена до одиниці об'єму або ма­си палива, кДж/м3 [кДж/кг];

Нд — ентальпія димових газів, що йдуть із печі, віднесена до одиниці об'єму або маси палива, кДж/м3 [кДж/кг].

На рис. 2.3 і 2.4 наведені графіки економії палива, одержані при підігріві повітря в рекуператорах у випадку опалення найбільш часто застосовувани­ми на сьогодні у промислових печах видами палива — природним газом і ма­зутом. Як видно з графіків, при підігріві повітря до 300-350 °С, який можна здійснити в рекуператорах звичайного типу, економія палива в нагрівальних печах (ід = 1200 °С) при опаленні їх газом і мазутом досягає 20.. .25 \%.

У термічних камерних печах при підігріві повітря до 300-350 °С одер­жують економію палива 15...20 \%.

На рис. 2.5 показана зміна економії палива при спалюванні мазуту з різ­ними коефіцієнтами надлишку повітря.

Зі зменшенням теплоти згоряння палива величина економії палива зрос­тає, що вказує на доцільність підігріву повітря при використанні такого па­лива.

 

р 50

 

Рис. 2.3. Економія палива при підігріві повітря в печах, опалюваних природним газом, (У. = 35600 кДж/м3, при коефіцієнті надлишку повітря а = 1,1 у залежності від температури димових газів, що йдуть з печі

 

Варто звернути увагу також на те, що кожна одиниця теплоти внесена з підігрітим повітрям, яке йде для спалювання палива, більш цінна, ніж одини­ця теплоти, отримана від горіння палива, оскільки потрібно врахувати, що одиниця теплоти, одержувана в печі від горіння палива, тільки частково ви­користовується в її робочому просторі; інша частина іде з димовими газами. Одиниця теплоти, що утримується в підігрітому повітрі (газі), цілком вико­ристовується в робочому просторі печі, тому що при цьому не збільшується ні об'єм димових газів, що відходять, ні їхня температура.

За тепловим балансом підігрів повітря поряд зі зменшенням витратної частини водночас переводить це ж тепло в прибуткову частину, що значно збільшує економію палива.

Слід зазначити, що практично економія, отримана при підігріві повітря, трохи вища, ніж розрахована за формулою (2.1), оскільки при визначенні економії за цією формулою не враховують ряд явищ, що супроводжують за­стосування підігрітого повітря, наприклад: поліпшення якості горіння пали­ва, зниження вмісту окису вуглецю в димових газах, а також підвищення продуктивності печі.

 

2.2. Тепловий розрахунок рекуператора

Основним рівнянням для розрахунку рекуператора є рівняння теплопе­редачі в ньому:

Q = к¥Ыс. (2.6) Розв'язуючи це рівняння відносно ¥ (оскільки здебільшого основною за­дачею розрахунку рекуператора є визначення поверхні нагрівання ¥), одер­жимо:

Р==Ш> (2.7)

де   ¥ — поверхня нагрівання рекуператора, м2;

2 — тепловий потік, який передається в рекуператорі від димових газів повітрю (або газу), що нагрівається, Вт;

к — коефіцієнт теплопередачі рекуператора, Вт/(м2-К);

At — середня логарифмічна різниця температур, К.

 

Розрахунок коефіцієнта теплопередачі

Зазвичай найбільш трудомістким у розрахунку рекуператора є визначен­ня коефіцієнта теплопередачі к.

У загальному вигляді к, Вт/(м2-К) визначається за формулою:

*=т4^ (2.8)

де а1 — коефіцієнт тепловіддачі від димових газів до стінки рекуператора, Вт/(м2-К);

а2 — коефіцієнт тепловіддачі від стінки рекуператора до повітря, що на­грівається, (газу), Вт/(м2-К);

5 — товщина стінки рекуператора, м;

X — коефіцієнт теплопровідності стінки рекуператора, Вт/(м-К).

Розглядаючи питання про те, що приймати за розрахункову поверхню нагрівання рекуператора, варто вказати, що теоретично найбільш правильно приймати поверхню, що проходить через середину товщини роздільної стін­ки (¥с). Однак у ряді конструкцій рекуператорів (наприклад, типу термоблок) важко установити положення середньої поверхні, оскільки товщина стінки змінна. Тому частіше коефіцієнт теплопередачі відносять до димової (¥д) або повітряної (¥п) поверхні рекуператора.

У цьому випадку

* -     1    5і 1 , (2.9)

а, —— '№)

якщо ¥с = ¥п, а коефіцієнт теплопередачі відноситься до поверхні нагрівання з боку повітря, і

*1   /    1     , (2.10)

а + Х + а2(-^1

якщо ¥с = ¥д, а коефіцієнт теплопередачі відноситься до поверхні нагрівання зі сторони відхідних газів.

При розрахунку металевих рекуператорів відношенням — як величиною

X

дуже малою нехтують [48].

Таким чином, при розрахунку металевого рекуператора формула для ви­значення коефіцієнта теплопередачі спрощується і набуває такого вигляду:

*-Т1Т. (2.11)

а1 а2

Частіше цю формулу представляють у такому вигляді:

*-_а2а_.          (2.12)

При розрахунках керамічних рекуператорів термічний опір стінки X ва­рто обов'язково враховувати, оскільки нехтування ним викликає істотну по­хибку при визначенні коефіцієнта теплопередачі.

Тепловіддача від димових газів у рекуператорі відбувається як конвек-тивним шляхом, так і шляхом випромінювання. Таким чином

а1 -а?" +а"Г, (2.13) де а™" — коефіцієнт тепловіддачі від димових газів до стінки конвекцією, Вт/(м2-К);

а""1 — коефіцієнт тепловіддачі від димових газів до стінки випроміню­ванням, Вт/(м2-К).

Тепловіддача випромінюванням

Коефіцієнт тепловіддачі випромінюванням (а™ ) може бути визначений за спрощеною формулою, Вт/(м2-К):

аГ = 1Л63М(єС02 +єЕ0 ), (2.14)

де  £С02 ступінь чорноти випромінювання СО2;

єн,р — ступінь чорноти випромінювання водяної пари;

М — множник, що є зазвичай функцією четвертих ступенів абсолютних температур димів газів і стінки рекуператора.

Значення множника М наведені на рис. 1 дод., а величина ступеня чор­ноти випромінювання С02 на рис. 2 дод.

На рис. 3 дод. показана зміна умов ступеня чорноти випромінювання во­дяної пари. Дійсний ступінь чорноти випромінювання водяної пари (ен0)

може бути отриманий множенням умовного ступеня чорноти випромінюван­ня водяної пари (ен0), знайденої за графіком (рис. 3), на поправочний множ­ник р за рис. 4 додатка.

На рис. 2 і рис. 3 дод. ступені чорноти випромінювання СО2 і водяної пари зображені як функції температури газу та добутку його парціального тиску на ефективну товщину газового шару, що випромінює.

Величина парціального тиску СО2 (РСО2) і водяної пари (РщО) визнача­ється складом димових газів (аналізом димових газів).

Значення ефективної товщини випромінюючого шару (5еф) у залежності від форм газового тіла наведені в табл. 2.1 [32].

 

Значення ефективної товщини випромінюючого шару (5еф)

Тепловіддача конвекцією

Коефіцієнт тепловіддачі конвекцією (акон) визначається в основному умовами руху та фізичними властивостями газу і змінюється за різними за­конами у залежності від того, який режим потоку газу, що рухається: ламіна­рний, турбулентний або перехідний.

Режим руху газового потоку визначається критерієм Рейнольдса (Яе):

Ие = ^ (2.15)

V

де   м — фактична швидкість газового потоку (при даній температурі), м/с; V — коефіцієнт кінематичної в'язкості, м2/с; с — характерний геометричний розмір тіла, м.

Швидкість газового потоку в м/с приймають як середню (дійсну швид­кість) при температурі газу:

«V = у , (2.16)

де  V — секундна витрата газу, м3/с; / — поперечний переріз каналу, м2.

Як характерний геометричний розмір і тіла у формулі (2.15) у випадку руху газу циліндричною трубою приймають діаметр цієї труби.

Якщо перетин труби являє собою не коло, а іншу геометричну фігуру, то характерний розмір (або еквівалентний) визначають у такий спосіб:

<Іа» = ^, (2.17)

де /— поперечний переріз каналу, м2; 5 — периметр каналу, м.

При складній конфігурації каналу, яким рухається потік газу (наприклад, канал з голками), еквівалентний діаметр визначають за наступним виразом:

<Іт = ^ , (2.18)

заг

де 4Уаііьн — дійсний об'єм порожнини одиниці довжини каналу, яким прохо­дить газ (тобто об'єм, який заповнює газ у одиниці довжини каналу), м3;

Рзаг — повна поверхня, яку омивають гази у одиниці довжини каналу (наприклад, у голчастій трубі бічна і торцева поверхні голок, а також поверх­ня труби між голками), м2.

Турбулентний режим руху газу визначається за критерієм Рейнольдса Яе > 5-Ю3, перехідний Яе = 2-Ю3 ... 5-Ю3 і ламінарний Яе < 2-Ю3.

 

Тепловіддача конвекцією при вимушеному русі газу всередині труб і каналів

Коефіцієнт тепловіддачі конвекцією а, Вт/(м2-К), для випадку руху газу всередині труб і каналів визначають за наступними формулами і графіками: турбулентний режим

а = 0,23-^Ке0'8Ргм с.с,; (2.19)

 

перехідний режим

 

а = 0,00365т Рг сф;

(2.20)

 

ламінарний режим

а = 0,17 Аке0,33 Рг0,43 сф, (2.21)

де   X — коефіцієнт теплопровідності, Вт/(м-К); Секв — еквівалентний діаметр, м; Яе, Рг — відповідно критерії Рейнольдса і Прандтля; V — коефіцієнт кінематичної в'язкості, м2/с; м — дійсна швидкість газу (при даній температурі), м/с; сф — коефіцієнт, який враховує вплив зміни фізичних параметрів потоку; с і _ поправка на відносну довжину, враховується при і/і < 50; сф — коефіцієнт, який враховує вплив зміни фізичних параметрів потоку

і температуру стінки.

На рис. 5, а дод. зображений графік, побудований за формулою (2.19), для визначення коефіцієнта тепловіддачі конвекцією при турбулентному ре­жимі в залежності від дійсної (при даній температурі) швидкості газу.

Поправка на температуру сф залежить від напрямку теплового потоку і при охолодженні газу (дод., рис. 5, б) її визначають у залежності від серед­ньої температури газу, причому у випадку димових газів — у залежності від вмісту Н2О в них.

При нагріванні газу поправку сф визначають (дод., рис. 5, в) у залежності

від середньої температури газу і температури стінки, яку обчислюють як се­редні між температурою гріючого і тим, що нагрівається середовищами.

Поправку на початкову ділянку визначають за графіком, зображеним на рис. 5, г дод., у залежності від відношення довжини початкової ділянки Ь до

 

Подпись:  Розрахунок тепловіддачі конвекцією у зігнутих трубах здійснюється за формулою для прямої труби з наступним уведенням як співмножника попра-вкового коефіцієнта сф:

 

сф = 1 + 1,77­

(2.22)

 

де   с — зовнішній діаметр труби, м; Я — радіус її вигину, м.

На рис. 6, а і рис. 7, а додатка показані графіки, побудовані за формула­ми (20) і (21), для визначення величини тепловіддачі конвекцією а при пере­хідному і ламінарному режимах у залежності від дійсної (при даній темпера­турі) швидкості газу при середній його температурі.

Поправочні коефіцієнти сф визначають за графіками, наведеними у дод.

на рис. 6, б і рис. 7, б, у залежності від середньої температури і складу газу.

Тепловіддача конвекцією при обтіканні газом пучка труб Для визначення величини коефіцієнта тепловіддачі, Вт/(м2-К), до пучка оребрених труб використовуються наступні формули [25]: при коридорному розташуванні труб

ТТе < 100, (Ми)    = 0,9Рг0'36ТТе0'4;

100 < ТТе < 400, (Ми)    = 0,52Рг0'36ТТе0'5;

макс

4 • 102 < ТТе < 2 • 105, (Ми)    = 0,27Рг0,36ТТе0,63;

мак

ТТе > 2 • 105, (Ыи)    = 0,033РгмТТе0'8; при шаховому розташуванні труб

ТТе < 40, (Ыи)    = 1,04Рг0'36ТТе0'4;

мак

40 < ТТе < 3 •Ю2, (Ми)    = 0,71Рг0'36ТТе0'5;

мак

3 • 102 < ТТе < 2 • 105:- < 2, (Ми)    = 0,35Рг0'36 ТТе06; > 2, (Ми)    = 0,4Рг0,36ТТе0,6;

( ,2

Те > 2-105,   (Ми)     = 0,0311 — І   Рг0,4ТТе0,8.

\       / макс      ( Ь І

Коефіцієнти тепловіддачі оребрених труб зазвичай відносяться до їхньої повної поверхні нагріву.

Шаховий пакет поперечно обтікаючих труб із плавниками (двома ребра­ми, привареними по лобовій і кормовій утворюючої циліндра) за Антуфьєвим і Білєцьким:

^     ч0,28 ✓     ч-0,33 ✓ ,-0,35 ✓ „ ч0,18

Ми*0,42Рг0,33ТТе0,54 (ІИ  ( —}    (Б) >

де числа Ми та ТТе розраховуються за зовнішнім діаметром труби Б; Н, 5 — висота і товщина плавників.

Область застосування цієї формули:

1,5 < Г < 2,5; 1,5 < Г< 2,5; 0,79 < — < 1,2 ;0,12 < — < 0,16.

Пакети з поперечними круглими ребрами:

„,,    ( s }0,4 ( ^0141

Ми =СРг0,33 ТТе"

де для коридорних пакетів: С = 0,12; т = 0,72; для шахових пакетів: С = 0,25; т = 0,65. Тут 8 — крок між ребрами; Н — висота ребра; ¥р — площа пове­рхні ребер; ¥ — площа повної поверхні теплообміну (поверхня оребрена + поверхня між ребрами). Коефіцієнти Е, єА і у обирають за рис. 8 та рис. 9, наведеними в дод. для деяких типів оребрення. У випадку трапецевидного перерізу ребра значення Е множиться на коефіцієнт єА (рис. 9). Для прямих ребер постійної товщини

2у/а

щ

Е-і А.,

(ХЗ)

де для ребер із прямою основою у ~ 0,90, для ребер із циліндричною у ~ 0,85.

Для труб із квадратними ребрами коефіцієнт С у цій формулі слід по­множити на 0,9.

Різноманітність конструкцій пакетів дуже велика. Детальніше експери­ментальні та розрахункові дані наведені в [25].

Для визначення величини коефіцієнта тепловіддачі конвекцією, Вт/(м2-К), від продуктів згоряння до поверхні нагріву гладкотрубних пучків використовують наступні співвідношення [53]:

при поперечному обмиванні коридорних і шахових пучків

ат = а С С.С,,-,: при поздовжньому обмиванні

ак = а СфСі,

де ан — коефіцієнт тепловіддачі, який визначається за номограмою: при по­перечному обмиванні коридорних пучків — за рис. 10 дод., при поперечному обмиванні шахових пучків — за рис. 11 (а, б) дод.;

С — поправка на число рядів труб за ходам продуктів згоряння, визна­чається: при поперечному обмиванні коридорних пучків за рис. 10 дод., при поперечному обмиванні шахових пучків за рис. 11, а дод.;

С — поправка на геометричну компоновку пучка, визначається: при по­перечному обмиванні коридорних пучків за рис. 10 дод., при поперечному обмиванні шахових пучків за рис. 11, б дод.;

С, — коефіцієнт, який ураховує вплив зміни фізичних параметрів пото­ку, визначається: при поперечному обмиванні коридорних пучків труб за рис. 10 дод.; при поперечному обмиванні шахових пучків труб за рис. 11, б дод.;

Сі — поправка на відносну довжину, вводиться при і/а < 50 і визначаєть­ся у випадку прямого входу в трубу без закруглення; при повздовжньому об­миванні продуктами згоряння поправка визначається за рис. 5, г дод.

Розрахунок ступеня чорноти газового потоку визначається за номогра­мою 2 дод. Для визначення ступеня чорноти за цією номограмі необхідно розрахувати сумарну оптичну товщину

= (А" Гп + кзпНзп)рт,

де   кггп—коефіцієнт ослаблення променів трьохатомними газами; кзп — коефіцієнт ослаблення променів золовими частками; £ізп — концентрація золових часток; р — тиск у газоході.

Товщина випромінюючого шару для гладкотрубних пучків, м, визнача­ється за формулою:

5 = 0,9йІ -^-1

Коефіцієнт тепловіддачі ап, який ураховує передачу теплоти випроміню­ванням у конвективних поверхнях нагріву рекуператорів, Вт/(м2-К): для запиленого потоку

«п = ана;

для незапиленого потоку

де ан — коефіцієнт тепловіддачі, див. номограму рис. 12 дод.; а — ступінь чорноти;

сг — коефіцієнт, визначається за рис. 12 дод.

Сумарний коефіцієнт тепловіддачі від димових газів до поверхні нагріву, Вт/(м2-К):

 

де і; — коефіцієнт використання, який ураховує зменшення теплосприйман-ня поверхні нагріву внаслідок нерівномірного обмивання її продуктами зго­ряння, часткового протікання продуктів згоряння повз неї і утворення застій­них зон; для пучків, що обмиваються поперечно, приймається і; = 1, для пучків, що складно обмиваються, і; = 0,95.

 

Середня логарифмічна різниця температур

Середню логарифмічну різницю температур можна визначити за форму­лою

М = ,3^ (2.28) їй ^

де   Аі6 і Д£м — більша і менша різниця температур середовищ, °С; у/ = 1 при чистій прямотечії або протитечії.

Якщо позначити через *Д — початкову температуру димових газів (при вході в рекуператор); ҐД — кінцеву температуру димових газів (при виході з рекуператора); Ґ — початкову температуру повітря (при вході в рекупера­тор) і £* — кінцеву температуру повітря (при виході з рекуператора), то у формулі (2.28) при прямотечії

Д*6 = 4- *П; 4*м = ҐДҐа; (2.29)

при протитечії

4*6 = **-С мм = К-ї'п (2.30) Розподіл температур уздовж поверхні теплообміну рекуператора наведе­но на рис. 2.6.

 

 

Величину Лг можна визначати за номограмою, наведеною на рис. 13

дод.

Формула (2.28) справедлива як для прямотечії, так і для протитечії. При іншому характері руху димових газів і повітря (газу), наприклад при пере­хресній течії, потрібно знайти поправочний коефіцієнт у, який визначається як функція параметрів Р і Я, причому

г' г"

я=-і—г;

Іп-1" (2.31)

р = і[п

Ґ Ґ '

Залежність поправочного коефіцієнта у від Я і Р для найбільш розпо­всюджених схем руху повітря і димових газів у рекуператорах наведена на рис. 14 дод. При нагріванні повітря до 300-400°С величиною поправочного коефіцієнта у можна знехтувати. Для більш високих температур підігріву ко­ефіцієнт у варто враховувати, оскільки інакше похибка у визначенні Лі може бути відносно великою.

При розрахунку рекуператора температури гД, Ґи, і відомі. Величину

температури і" визначають за тепловим балансом рекуператора.

 

Інші параметри для розрахунку рекуператора

У формулі (2.7) тепловий потік, кВт, переданий повітрю, дорівнює

дп = Уп (С — Ґп) сп, (2.32) де   Уп — об'ємна витрата повітря, що нагрівається в рекуператорі, м3/с; сп — теплоємність повітря, кДж/(м3К);

ЬІ і Ґи — кінцева і початкова температури повітря в рекуператорі, °С. Об'ємна витрата повітря

Уп = П, Ьа В, (2.33) де Ьп — об'ємна витрата повітря (з урахуванням коефіцієнта його надлиш­ку), визначається за формулою (2.3), м3/кг, (м3/м3);

В — витрата палива в печі, кг/с, (м3/с);

щ — коефіцієнт запасу, що враховує втрати повітря в рекуператорі й у повітропроводі від рекуператора до пальників або форсунок.

Як правило, приймають гу = 1,1. При наявності великого числа фланце­вих з'єднань у повітропроводі і нещільних засувок, а також при установці го­лчастих рекуператорів великих розмірів (більш 30-40 труб у блоці) варто приймати гу = 1,2 • 1,3.

У випадку якщо з печі всі димові гази направляються в рекуператор, їхня об'ємна витрата визначається за наступною формулою:

Уд = чл V В, (2.34) де Уд — об'ємна витрата димових газів (з урахуванням коефіцієнта надлиш­ку повітря), визначається за формулою (2.4), м3/кг, (м3/м3);

В — витрата палива в печі, кг/с, (м3/с);

ця — коефіцієнт, який враховує вибивання димових газів на шляху від робочого простору печі до рекуператора (на підставі випробовувань печей цей коефіцієнт ця = 0,5-0,8 у залежності від масообміну, на трасі піч-рекуператор).

У тих випадках, коли температура димових газів перед рекуператором вище від максимально припустимої для металу, з якого зроблені елементи рекуператора, димові гази охолоджують шляхом підмішування до них холо­дного повітря (зазвичай вентиляторного).

Об'ємна витрата холодного повітря, що йде на зниження температури димових газів, дорівнює

£дод = 9 Уда (2.35) де Уд — об'ємна витрата димових газів до розведення, визначена за форму­лою (2.34), м3/с;

Ф — фактор розбавлення, що залежить від температури димових газів до розведення (?д) і необхідної температури димових газів після розведення ().

Фактор розбавлення ф може бути знайдений за формулою:

9 = ^, (2.36)

Дп

де НД і НД — ентальпії димових газів до і після розбавлення (при ?д і і ), кДж/м3;

НП — ентальпія повітря, яке йде на розведення димових газів, кДж/м3.

Іноді гарячі димові гази розбавляють більш холодними, що відбираються після рекуператора. У цьому випадку необхідний об'єм холодних димових газів може бути визначений за наступної формулою:

£ = №> (2.37)

де   Уг — необхідна об'ємна витрата холодних димових газів, м3/с; НД — ентальпія холодних димових газів, кДж/м3.

Розбавлення гарячих димових газів, що входять до рекуператора, більш холодними димовими газами, що виходять із рекуператора, є більш оптима­льним, аніж розбавлення холодним повітрям. Це пов'язано з тим, що при цьому не збільшується об'єм димових газів і не створюються додаткові аеро­динамічні опори на шляху від рекуператора до димової труби. Останнє іноді є досить важливим фактором, оскільки при установці рекуператора тягові ре­сурси труби часто бувають близькі до граничних.

При виборі величини температури холодних димових газів, які йдуть для розбавлення, варто враховувати теплообмін на шляху від місця виходу димо­вих газів із рекуператора до місця подачі їх у димохід перед рекуператором, тобто відповідне зменшення температури димових газів на цій ділянці.

Варто звернути увагу на те, що іноді припускаються помилки в розраху­нку розбавлення димових газів повітрям, приймаючи за температуру димо­вих газів, що входять у рекуператор, температуру димових газів у місці вихо­ду їх із робочого простору печі без врахування на зниження температури димових газів на шляху від робочого простору печі до рекуператора. Між тим, величина цього падіння температури часто буває досить істотною, по­рядку 150-300 °С, і обумовлюється не тільки теплообміном, але й масообмі­ном, тобто вибиванням димових газів та водночас підсмоктуванням холодно­го зовнішнього повітря. Таким чином, може знадобитися не зниження температури димових газів перед рекуператором шляхом розбавлення їх по­вітрям, а внесення відповідних корегувань у розрахункові величини початко­вої температури димових газів ґ . Для прикладу можна вказати на результати

ряду виробничих випробовувань печей із рекуператорами, коли спостерігали, що при установці рекуператора безпосередньо над камерною нагрівальною піччю і при температурі в робочому просторі печі 1300-1500 °С температура в димовому каналі перед рекуператором складала 900-1000 °С. У термічних печах із висувним подом у ряді випадків спостерігали, що при температурі в робочому просторі 800-850 °С температура димових газів перед рекуперато­ром, установленим у лежаку за піччю, складає всього 500-550 °С.

 

Температура стінок рекуператора

Визначення максимальної температури стінки рекуператорних елементів є обов'язковою частиною розрахунку рекуператора, оскільки його розрахун­кові параметри (температури і коефіцієнти тепловіддачі димових газів та по­вітря) варто вибирати таким чином, щоб максимальна температура стінок ре­куператора не перевищувала допустимої для матеріалу, з якого виготовлено ці стінки.

Якщо взяти яку-небудь ділянку поверхні нагріву рекуператора, середня температура димових газів якої ід, а середня температура повітря іп, то через одиницю поверхні обраної ділянки буде передаватися наступний тепловий потік, Вт/м2,

д = к(ід — іп). (2.38)

При стаціонарному режимі в рекуператорі цей тепловий потік дорівнює тепловому потоку, переданому від димових газів до стінки і від стінки до по­вітря:

д = ал (ід — іст); (2.39)

д = «„ (^ — іп), (2.40)

де    іст — температура стінки рекуператора на стороні димових газів, °С; Ґ — температура стінки рекуператора на стороні повітря, °С;

ад і ап — відповідно коефіцієнти тепловіддачі на димовій і повітряній сторонах, Вт/(м2-К).

Розв'язуючи рівняння (2.39) і (2.40) відносно £ і £' , знаходимо наступні вирази для температури стінки:

га £д-« = £й -           ; (2.41)

«д «д

СК + «К + *«Ь±. (2.42) «„ «„

Як зазначено вище, в металевих рекуператорах тепловим опором стінки можна знехтувати і вважати, що £' = £ .

За цієї умови у випадку експлуатації металевих рекуператорів, прирів­нюючи праві частини рівнянь (2.39) і (2.40), тобто вилучаючи д, одержуємо наступне рівняння:

ад (ід — іст) = ап (іст — іп). (2.43)

Звідси

£ст-«д£д^ (2.44)

або, якщо перетворити рівняння (2.44), то

£ст *„ + ^. (2.45) 1 -««

«д

Для полегшення розрахунків це рівняння наведене у вигляді кривої на рис. 2.7:

 

£д £п

Рівняння (2.45) показує, що температура стінки рекуператора, у даному місці, в основному, залежить від співвідношення —. Чим вище відношення

«д

—, тим ближче температура стінки до температури повітря.

«д

Рівняння (2.44) і (2.45) належать до того випадку, коли поверхня нагрі­вання з боку димових газів (Лд) дорівнює поверхні нагрівання з боку повітря

(Л).

Якщо ці поверхні не однакові (Лп < Лд або Лп > Лд), то рівняння (2.44) бу­де мати вигляд:

£  £ +  £д - £"   . (2.46)

1+« рп

«д рд

У високотемпературних радіаційних рекуператорах при визначенні мак­симальної температури стінки елементів рекуператора додатково варто вра­ховувати випромінювання передрекуператорного простору на перші елемен­ти рекуператора.

Для наближеного розрахунку можна рекомендувати збільшити середнє значення коефіцієнта тепловіддачі випромінюванням, отримане при визна­ченні випромінювання тільки об'єму газів у межах внутрішнього циліндра рекуператора, на величину, наведену в додатку в табл. 2.

Дані табл. 2 отримані шляхом розрахунку випромінювання передрекупе-раторного простору за методам визначення втрат теплоти випромінюванням із вікон нагрівальних печей. За вікно приймають вхідний перетин димового ка­налу рекуператора з подальшим коректуванням отриманих величин за практи­чними даними окремих досліджень радіаційних щілинних рекуператорів.

Більш точні методи розрахунку випромінювання передрекуператорного простору наведені, наприклад, у роботах [29; 30].

 

2.3. Аеродинамічний розрахунок

Загальна втрата тиску в рекуператорній установці за повітряним і газо­вим трактами може бути виражена наступною формулою:

£ к = ктр + км + йгеом , (2.47) де  ^ к — загальна втрата тиску або сума опорів, Па;

ктр — опір тертя, Па;

км — втрати тиску внаслідок місцевих опорів, Па; кгеом — геометричний напір, Па.

 

Опір тертя

Опір тертя при русі повітря або газу трубами або каналами визначають, Па, за формулою:

ктр -/ДА(1 + «£), (2.48)

де   і — коефіцієнт тертя;

м0 — середня швидкість повітря (газу), м/с; рй — густина газу за нормальних умов, Н/м3; (1 + аі) — біном розширення; Ь — довжина каналу, м; й — діаметр каналу, м.

У випадках, якщо канали, якими рухається газ, не круглого перетину, то як сІекв приймають еквівалентний діаметр, який визначається за формулами (2.17) або (2.18).

Для ламінарного потоку (Яе < 2300)

М=£; (2.49)

Ке

турбулентного потоку

М" А, (2.50)

Ке"

де   для цегельної стінки А = 0,175, п = 0,12;

для гладкої металевої стінки А = 0,32, п = 0,25; для шорсткої металевої стінки А = 0,129, п = 0,12.

У формулах (2.49) і (2.50) при визначенні Яе коефіцієнт кінематичної в'язкості вибирають у залежності від температури стінки каналу.

Для наближених розрахунків опору тертя можна приймати: для гладких металевих поверхонь ц = 0,03; для цегельних стінок ц = 0,05.

Місцеві опори

До місцевих опорів відносяться різкі зміни перетину, які обумовлюють різкі зміни швидкості на шляху руху газу, плавні і різкі повороти, розгалу­ження трубопроводу і тощо.

Втрату тиску від місцевих опорів визначають, Па, за формулою:

К =      А(1 + «*), (2.51) де  £ — коефіцієнт місцевого опору.

Значення коефіцієнтів місцевих опорів для випадків, що найбільш часто зустрічаються при розрахунках рекуператорів, наведені в додатку в табл. 3.

Геометричний напір

Геометричний напір визначається різницею густин атмосферного повіт­ря і газу в даному газоході, а також висотою газового об'єму.

Геометричний напір, Па, визначають за формулою:

йГЄо„ = Н(ри -рТ), (2.52) де   Н — різниця між верхнім і нижнім рівнями газоходу, м;

рп — густина зовнішнього (холодного) повітря при його температурі, Н/м3;

рГ — густина газу або повітря в газоході при їхній температурі, Н/м3.

Густина газу рГ приймають при середній температурі газу між розрахун­ковими рівнями (різниця між якими дорівнює Н).

Якщо газ або нагріте повітря рухаються в каналі зверху вниз, то йгеом входить у формулу (2.47) зі знаком «плюс». Якщо газ або повітря рухаються знизу догори, то йгеом входить у формулу зі знаком «мінус», оскільки геомет­ричний напір у цьому випадку сприяє рухові газу і загальний опір зменшу­ють на його величину.

Аеродинамічний опір пучків труб при зовнішньому обтіканні

Аеродинамічний опір пучків труб (зовнішнє обтікання, Па) може бути визначений за допомогою номограм, представлених у додатку на рис. 15, рис. 16 у відповідності з рекомендаціями [8].

При шаховому розташуванні труб

Н = Є, Єа А Н (гг + 1), (2.53) де   2Г — число рядів труб у напрямку руху димових газів;

АН, Єц, Єа — визначаються за рис. 15 дод., причому швидкість потоку (у) приймають у вузькому перетині пучка труб при середній температурі потоку.

При коридорному розташуванні труб аеродинамічний опір визначають за формулами (2.51), причому коефіцієнт місцевого опору обчислюють за формулами

С = Є, ЄКе СР *г при О.>О. (2.54)

і

С = Є, • Сгр • 2Г при 4<Ц-, (2.55)

аа

де   2Г — число рядів труб у напрямку руху димових газів; Єї, Єце, Сгр — визначається за рис. 16 дод.

 

2.4. Особливості теплового й аеродинамічного розрахунку голчастих рекуператорів

Для голчастих рекуператорів залежність критерія Нуссельта від числа Рейнольдса, а також залежності коефіцієнта тепловіддачі, Вт/(м2-К), від швидкості газових середовищ (у, м/с), визначаються за наступними емпірич­ними формулами:

Ш = А ■ Яе"; (2.56) а = В ■ у". (2.57)

Значення А, В і п у цих формулах наведені в додатку (табл. 4).

Треба відзначити, що дослідження тепловіддачі проводили при макси­мальній температурі димових газів, що входять у рекуператор, яка дорівню-ється 800-900°С, і середній температурі їх у рекуператорі 600-650°С. Коефі­цієнт тепловіддачі випромінюванням при цих температурах складав не більше 7-8 \% коефіцієнта тепловіддачі конвекцією.

Забруднення поверхні голчастих труб впливає не тільки на зниження ве­личини коефіцієнта тепловіддачі, але й на зміну характеру функцій Ии = = А ■ Яе" і а = В ■ у", оскільки показник ступеня п при засміченні поверхні зме­ншується. Наприклад, після експлуатації голчастого рекуператора з труб ти­пу 17,5 протягом 6-ти місяців на печі, опалюваній міським газом, було вста­новлено, що засмічення димової поверхні труб привело не тільки до зменшення коефіцієнта тепловіддачі на димовій стороні на 45-50 \%, але і до зменшення показника ступеня п у формулі (2.56) від 0,755 до 0,6. Останню обставину можна пояснити меншим впливом зміни швидкості на турбуліза­цію через засмічення голок, тому що внаслідок зростання їхнього опору зна­чення середньої швидкості в зоні голок знизилося.

Аеродинамічний опір голчастої труби, Па, визначається за наступною формулою:

Нв = А сої Т/273, (2.58) де Нв — аеродинамічний опір голчастої труби за шляхом руху повітря (все­редині), Па ;

у0 — приведена швидкість повітря в трубі, м/с;

Т — середня температура повітря в трубі, К;

А — коефіцієнт, що залежить від довжини труби.

У табл. 2.2 наводяться значення цього коефіцієнта.

При розрахунках рекуператорів величину аеродинамічного опору, знай­дену за формулою (2.58), варто збільшити на 25-30 \%, з огляду на неточність лиття і можливе відхилення розмірів голок від проектних, а також підвищен­ня шорсткості голок від корозії при транспортуванні труб від заводу, що ви­готовляє, до місця збирання.

Для визначення аеродинамічного опору зовнішньої (димової) поверхні голчастих труб усіх трьох типів можна використовувати наступну емпіричну формулу:

Нд = а (п + т) Т ■ у2о ■ 10-4, (2.59) де Нд — аеродинамічний опір зовнішньої (димової) поверхні голчастих труб,

Па;

п — число рядів труб у напрямку руху димових газів;

т — число секцій (ходів) рекуператора в напрямку руху димових газів;

Т — середня температура димових газів, К;

а — коефіцієнт, що залежить від типу труб, наведено в табл. 2.3.

 

Таблиця 2.3

 

Коефіцієнт а при Нд

Па

Труби типу 17,5

6,0

Труби типу 28

5,4

Труби з гладкою зовнішньою поверхнею

1,6

 

Установлено, що потік газу всередині голчастої труби вирівнюється на довжині 900-1000 мм, після чого на іншій ділянці встановлюється постійний профіль швидкостей, при якому коефіцієнт опору одиниці довжини труби виходить менше, ніж початкової ділянки. Тому, якщо при конструюванні ре­куператорів видається можливість вибирати довжину голчастих труб, то ре­комендується застосовувати більш довгі труби.

На основі вимірювань перепаду температур між вершиною і основою голки на димовій стороні голчастої труби рекомендується для визначення максимальної температури металу розрахункову максимальну температуру стінки за формулою (2.40) збільшувати на Аґ у залежності від температури димових газів (ґд), ця залежність наведена в табл. 2.4.

Таблиця 2.4

 

tA °С

400-500

500-550

650-750

750-650

850-900

Аг °С

80

100

110

130

140

Приклад розрахунку рекуператора з гладких сталевих труб Завдання. Розрахувати чотириходовий трубчастий рекуператор для пе­чей середнього розміру. Його характеристика наступна: Об'ємна витрата повітря, що нагрівається,

(при вході в рекуператор), м3/год   4200

Об'ємна витрата димових газів (при вході в рекуператор), м3/год.. .5300

Температура підігріву повітря (у печі), °С 500

Початкова температура повітря, °С            20

Температура димових газів перед рекуператором, °С      1100

Середня теплоємність димових газів, кДж/(м3 • К)          1,55

Можуть бути застосовані труби з жароміцної сталі, що зберігає свої вла- стивості при температурі, °С           800-900.

 

Тепловий розрахунок і визначення розмірів рекуператора

Т7    4200   , ,„ з,

V         =          = 1,17 м3/с;

" 3600

т,    5300   , ,„ з,

V         =          = 1,47 м3/с.

д 3600

Приймаємо падіння температури у повітропроводі від рекуператора до пальників At = 50°С; тоді необхідна температура підігріву повітря дорівнює: tn"= t3WH +At = 500 + 50 = 550°С. Середня об'ємна теплоємність повітря [37]: сп = 1,35 кДж/(м3-К). Тепловий потік, що сприймається повітрям:

Q = Vn cn (t"nt'n) = 1,17 • 1,35 • (550 20) = 835000 Вт. Приймаємо втрати теплоти рекуператором до навколишнього середови­ща рівними 10 \%. Теплову потужність, яку димові гази повинні передати в рекуператорі

Єперед = ^ = 928000 , Вт. Теплова потужність потоку димових газів, які входять до рекуператора:

ОД = V С ■ г' = 1,47 1,55 1100 = 2510000 Вт

Д       Д     Д        ' '

Теплова потужність димових газів, що йдуть із рекуператора: О" = ОО    = 2510000 928000 = 1582000 Вт.

^Д^Д ^Сперед

Приймаємо об'ємну теплоємність димових газів, що йдуть із рекупера­тора (попередньо приймаючи г" = 700°С ), сд = 1,51 кДж/(м3-К). Температура димових газів, що йдуть із рекуператора:

?=^= 1582000 = 710С. д   Vл -С;   1,47 -1.51

Приймаємо в рекуператорі схему протитечії:

гп = 20°с ~ря > гп" = 550°С,

г" = 710°С < дш""'-гази г' = 1100°С,

дд

дг' = г' -гВ = 550°С, Дгб = гд,гВ" = 710 20 = 690°С. Середня логарифмічна різниця температур (за номограмою рис. 13 дод.) Тсер = 619 °С. Приймаємо швидкість димових газів і повітря в рекуператорі:

Шд = 3 м/с; Шп = 8 м/с. Загальний переріз каналів для проходження повітря повинний бути:

г    Vn   1,17 2

Т, = — =         = 0,146 м .

8,0

Ш

Загальний переріз каналів для проходження димових газів:

/    Vд    1,47   . 2 Т = — = -— = 0,49 м . шд 3,0

Приймаємо, що димові гази йдуть усередині труб, а повітря обтікає тру­би зовні. Вибираємо для рекуператора труби перерізом 53/60 мм, тобто такі, що мають внутрішній діаметр <з=53мм і товщину стінки 3,5 мм.

Живий переріз однієї труби (у світлі)

/ = 0,785 ■ і2 = 0,785 ■ 0,0532 = 0,0022 м2.

Число труб (каналів) на шляху руху димових газів повинно бути:

п =^ . 220.

д 0,0022

Приймаємо розташування труб шахове і у плані труби розташовуємо по прямокутнику: по потоку повітря 18 рядів і в напрямку, поперечному течії повітря — 12 рядів. Загальне число труб

п = 12-18 =216. Дійсна площа проходження димових газів:

/ = 216 ■ 0,0022 = 0,475 м2.

Дійсна швидкість димових газів: — 1,47

3,1 м/с.

0,475

Крок труб у напрямку руху потоку повітря і поперек його приймаємо:

51 = 52 = 1,5 і = 1,5 ■ 60 = 90 мм;   Ц= \% = 1,5.

аа

Ширина повітряних каналів у вузькому перетині а 0,03 м. Висота ка­налів одного ходу повітря

и     °'146     п / Ь =—■            ж 0,4 м.

0,03 12

Визначимо коефіцієнт теплопередачі в рекуператорі Середня температура повітря в рекуператорі

Гр = 20+550 = 285°с.

в 2

Фактична швидкість повітря при температурі 285 °С wm = Wo (1 + сЛ) = 8,0 • ^1 + Ц5 ^ = 16,4 м/с.

За номограмою рис. 11 [49] ан 87 Вт/м2-К.

Поправочні коефіцієнти:

СР2 = 1,0; Сг = 1,0; Cф = 0,8;

ап =анСР2С!Рф = 87-1,0-1,0• 0,88 = 76,7Вт/(м2 • К).

Середня температура димових газів у рекуператорі:

= 1100+710 = 9.

3 2

їд« = 3,1И + ^ ) = 13,4 м/с.

Фактична швидкість димових газів при 905 °С

-           ( 9(

їд« = 3,11 1 + 2

Коефіцієнт кінематичної в'язкості:

v = 153,6•10~6 м2/с.

Критерій Рейнольдса:

„    ї • й   13,4 • 0,053 /й„п

Ке =    =          г = 4630 .

V     153,6 •10~6

Таким чином, режим потоку — перехідний. Значення а™" визначають за

графіком (рис. 6 дод.).

Для значень їд13,4 м/с і Ґ"= 905 °С

адкін = 25,8К2, Вт/(м2-К), де К2 1,03 (за графіком рис. 6 дод.). Звідси

а™ = 25,8-1,03 = 26,6 Вт/(м2-К).

Знайдемо коефіцієнт тепловіддачі від димових газів випромінюванням. Приймаємо, що в димових газах міститься 8,5 \% С02 і 16 \% Н20 (продукти згоряння природного газу).

Визначаємо ефективну товщину випромінюючого шару: 5ф = 0,9й = 0,9 • 0,053 = 0,0477 м.

Тоді одержуємо для С02

РСо2 • ^еф = 0,085• 0,0477 = 0,405 кПа

і для водяної пари

РН2О • 5еф = 0,165 • 0,0477 = 0,787 кПа.

За цими даними і середньою температурою димових газів 905 °С із гра­фіків, зображених на рис. 2^4 дод., знаходимо:

єС02 = 0,0278; \%2о = 0,015; А2о = 1,129; \%2сз =гіН2О; Р = 0,015 1,129 = 0,0169. Середню температуру стінки приймаємо рівною 400 °С. За графіком на рис. 1 дод. знаходимо М 162 (за середньою температу­рою димових газів між входом і виходом).

Коефіцієнт тепловіддачі випромінюванням:

ад = 1,163(єС02 +єщо )М = 1,163(0,0278 0,0169)162 = 8,43 Вт/(м2-К).

Коефіцієнт тепловіддачі димових газів:

ад =адкін +адюч = 26,6 + 8,43 = 35,03 Вт/(м2-К).

Коефіцієнт теплопередачі в рекуператорі:

К         = 76,7 ^35,03 = 24 Вт/(м2-К).

аВ+а    76,7 + 35,03

Необхідна поверхня нагрівання рекуператора:

Оп      835000    56 2 м2

г =       =          = 56,2 м .

к ■ Аг   24,0 ■ 619

Середній діаметр труб:

йз + й     0,06 + 0,053 ппгг,г "г„ = —           — =     = 0,0565 м.

сер        2 2

Довжина труб повинна бути:

р 56,2 іт =      :           = _ . .               . _ = 1,47 м.

■ і_ ■ п   3,14■ 0,0565■ 216

Вище було визначено, що висота одного ходу повітря повинна складати

0,4 м.

Приймаємо в рекуператорі за потоком повітря чотири основних і два до­даткових хода у верхній частині рекуператора. Висоту каналів одного додат­кового ходу приймаємо рівною 200 мм.

Довжина труб виходить рівною:

Іт = 4,0 2,0 = 2,0 м.

З огляду на компенсатор і трубні дошки, довжину труб приймаємо рів­ною 2,2 м (висота рекуператора).

У плані габарити рекуператора наступні: ширина 0,09 ■ 12 ~ 1,1; довжина 0,09 ■ 18 ~ 1,62 м. Максимальна температура стінки рекуператора: Маємо

ап = 76,7 Вт/(м2-К); ад = 35,03 Вт/(м2-К).

 

Відношення

ап 76,3

ад 35,03

 

2,19.

 

<\/a>") //-->