Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ состояния вопроса и постановка задач исследования 10
1.1. Блоки утилизации СВ и СКВ 10
1.2. Влияние аэродинамики потоков и теплообмена в пластинчатых теплоутилизаторах на их эффективность 19
1.3. Методы интенсификации для теплообменных поверхностей перекрестноточных теплоутилизаторов посредством изменения рельефа поверхности: лунок и микрокрыльев 31
1.4. Процессы конденсации пара и образование твердой фазы в теплоутилизаторах 49
Глава 2. Физические и математические модели процессов тепломассообмена в перекрестноточных теплоутилизаторах 55
2.1. Теплообмен в призматических трубах (плоских каналах) и плоских трубах 55
2.2. Соотношения для замыкания исходной системы одномерных уравнений 62
2.3. Разработка математической и физической модели пластинчатого теплоутилизатора с перекрестным током течения сред 71
2.4. Теплообмен в призматических трубах и плоских каналах без боковых стенок 73
2.5. Трехмерная математическая модель теплообмена в каналах прямоугольного сечения 81
2.6. Модель пристенного движения конденсата в щелевом канале рекуператора 84
2.7. Методика расчета пластинчатых теплообменников СКВ с перекрестным током в условиях конденсации пара из влажного воздуха 87
2.8. Математическое моделирование процессов тепломассообмена в перекрестноточных теплоутилизаторах СКВ с учетом образования инея 90
Глава 3. Методика технико-экспериментального исследования тепломассообмена на теплообменных поверхностях теплоутилизаторов 96
3.1 Описание экспериментальных стендов и методика проведения опытов по исследованию аэродинамики, процессов теплоотдачи и тепломассообмена на модельных элементах теплоутилизаторов. 96
3.2. Определение краевого угла смачивания водой поверхности из поликарбоната 102
3.3 Методика обработки опытных данных по теплоотдаче 107
3.4. Методика обработки опытных данных по массообмену 111
3.5. Погрешность определения измеряемых величин 118
3.6. Погрешность определения расчетных параметров 121
Глава 4. Результаты расчетно-экспериментального исследования 125
4.1. Результаты экспериментального исследования 125
4.2. Результаты расчетов по программам 130
4.3 Эффективность перекрестноточного утилизатора СКВ с форсированной поверхностью 148
Основные результаты и выводы 151
Список литературы 153
Приложение 164
- Влияние аэродинамики потоков и теплообмена в пластинчатых теплоутилизаторах на их эффективность
- Соотношения для замыкания исходной системы одномерных уравнений
- Определение краевого угла смачивания водой поверхности из поликарбоната
- Эффективность перекрестноточного утилизатора СКВ с форсированной поверхностью
Введение к работе
Благодаря усилению изоляции и герметичности, улучшаются теплоизоляционные возможности внешних ограждений зданий, сооружений, обслуживаемых СВ и СК. Общие тепловые «потери»/поступления в помещения путем теплопередачи уменьшаются, а вклад в общий энергобаланс вентиляционных тепловых «потерь»/поступлений становится настолько существенным, что утилизация энергии вентиляционных выбросов, как отмечают Иванов О. П. [1], Анисимов С. М [2] и др., может оказаться одним из существенных потенциалов энергосбережения. Особенно это актуально для объектов, расположенных в регионах с продолжительным отопительным периодом, либо для объектов с большими внутренними влаговыделениями, расположенных в жарком климате. Следует отметить, что неграмотное и неэкономное отношение к энергоиспользованию приводит к отрицательным экологическим последствиям. Таким образом, решая проблему энергосбережения путем создания энергоэкономичных объектов с современными СВ и СК, решаются, практически «бесплатно», вопросы экологической защиты окружающей нас среды.
На российском рынке имеется большой выбор импортного теплообменного оборудования, позволяющего решать вопросы экономного потребления энергии системами отопления, вентиляции и кондиционирования (ОВК). Однако зарубежные аппараты зачастую крайне слабо адаптированы к климатическим условиям северо-запада России, не говоря о районах Сибири и Дальнего Востока. В ряде конструкций зарубежных фирм поверхности теплообмена выполнены из алюминия. В то же время для теплоутилизаторов СКВ термическое сопротивление стенки, при толщинах последней менее 0,5 мм, не играет существенной роли. Поэтому актуальной является проблема замены поверхности теплообмена из цветных металлов на дешевые полимерные материалы, тем более что имеется опыт изготовления таких
поверхностей, например, из полиэтиленовой пленки, полученный в Рижском политехническом институте Лишинскис А. X и Манусовым У. Г. [3].
Проблема повышения эффективности работы теплоутилизаторов СВ и KB из полимерных материалов может быть решена тремя путями:
Посредством уменьшения гидравлического диаметра каналов и/или увеличения скорости движения теплоносителей, что вызывает большие потери на трение Ар и повышенный уровень шума;
Посредством развития поверхности (оребрения), что связано также с увеличением Ар;
Путем минимизированного воздействия на геометрию поверхности теплообмена, не вызывающего существенного роста Ар.
Поэтому проблема интенсификации ТМО в теплоутилизаторах тесно связана, а подчас является определяющей, в общей актуальной проблеме энергосбережения при создании и эксплуатации машин и аппаратов энергоустановок, холодильной и криогенной техники и систем кондиционирования воздуха.
Отличительной особенностью рекуперативных пластинчатых теплоутилизаторов (РПУ) СВ и СКВ от теплоутилизаторов, например, большой энергетики, является ламинарный режим течения потока воздуха в каналах, обеспечивающий допустимый уровень шума и низкие значения аэродинамического сопротивления.
Исторически ситуация сложилась таким образом, что основные усилия
специалистов были направлены на исследование интенсификации теплообмена
применительно к энергетическим аппаратам, работающим в условиях
турбулентного и переходного режимов. И только в последние годы был
проявлен интерес к решению этой проблемы для области режимных
параметров, соответствующих ламинарному режиму течения. Работы видных
ученых Гухмана А. А. [4-5], Кирпикова В. А. [6], Валуева Е. П. [7],
Берглса А. Е. [8], Дрейцера Г. А. [9], Назмеева Ю. Г. [10] и других, четко указывают на несомненную перспективность применения известных методов
интенсификации именно к ламинарному режиму течения капельной жидкости. Очевидно, что такая ситуация может возникнуть как результат продуманного интенсифицирующего воздействия на процесс теплообмена и, как следствие свойств жидкости или как совместный результат того и другого.
В цикле работ выполненных Fiebig [11], Вгосктеіег [12], по интенсификации теплообмена в плоских каналах с расположенными на их поверхности «микрокрыльями», было установлено, что положительный эффект связан с генерацией ими продольных устойчивых вихрей и, которые, если следовать логике Гухмана А. А. [4,5], переносят теплоту более эффективно, чем количество движения. Основная особенность этого вида интенсификации заключается в том, что максимальный положительный эффект наблюдается в малоизученной области при Re < ReKp при умеренном
росте сопротивления.
Однако, эти опытные данные получены при движении сухого воздуха в каналах высотой порядка 20 мм, что затрудняет их использование для геометрических и режимных параметров рекуператоров СВ и СК.
Исходя из изложенного выше, наиболее перспективным типом дискретной шероховатости поверхностей теплообмена РПУ для СВ, на наш взгляд, являются интенсификаторы типа «микрокрыло», которые при определенных геометрических соотношениях могут обеспечить опережающий рост теплоотдачи по сравнению с ростом сопротивления.
Следовательно, актуальной является задача по исследованию процесса переноса в плоских каналах с элементами интенсификации типа «микрокрыло» в диапазоне геометрических и режимных параметров, характерных для пластинчатых теплообменников утилизационных установок СВ и КВ.
Ввиду того, что в состав теплоутилизационного блока входят теплообменник, вытяжной и приточный вентиляторы, фильтры, помимо энергетической эффективности актуальной является задача по снижению уровня генерируемого ими шума.
Влияние аэродинамики потоков и теплообмена в пластинчатых теплоутилизаторах на их эффективность
Как показывает теория и опыт, характер течения газа вблизи входного сечения канала существенно зависит от условий входа. Однако на достаточном удалении от входного сечения эта зависимость исчезает. Вдали от входа (при изотермическом течении) жидкость движется так, что вектор скорости в каждой точке параллелен оси канала. Такое течение, как известно, называется гидродинамически стабилизированным. Если канал достаточно длинный, то, начиная с некоторого расстояния от входа, течение можно считать стабилизированным. В случае сравнительно коротких каналов, характерных для теплообменных аппаратов СКВ необходимо учитывать особенности течения в начальном участке.
При стабилизированном течении давление постоянно по сечению и изменяется только по длине, а скорость wx изменяется только по сечению и постоянно по длине. Тогда уравнение движения можно записать в виде: которое необходимо решить при граничном условии на стенке в виде равенства нулю скорости wx. Распределение скорости в плоском канале (т.е. между параллельными пластинами) шириной h имеет вид [32]: где у - расстояние по нормали от оси канала до рассматриваемой точки. После того как найдено распределение скорости, нетрудно рассчитать касательное напряжение на стенке. Местное напряжение: Г. где п — нормаль к внутренней поверхности стенки. Среднее по периметру касательное напряжение здесь - периметр трубы Для расчета падения давления удобно пользоваться коэффициентом гидравлического сопротивления , который в данном случае совпадает с коэффициентом сопротивления трения %. По определению д" равно безразмерному градиенту давления, взятому с обратным знаком: где /0 - один из размеров поперечного сечения, выбранный в качестве масштаба; w - средняя по сечению скорость жидкости. Величина связана с Tw соотношением: iQ. где/- площадь поперечного сечения трубы. Выбор масштаба /0 произволен и пока еще не зафиксирован. Поэтому в качестве масштаба можно выбрать любую величину, имеющую размерность длины, руководствуясь соображениями удобства. Положим 1а= 4f/s. Эта величина называется эквивалентным диаметром канала. Итак, в качестве масштаба выберем После введения d3 соотношение (1.2) принимает вид: Подставив в (1.4) выражение для Tw, найдем: Если бы изменение скорости от нуля на стенке до значения в ядре потока происходило в тонком пристеночном слое (с толщиной много меньшей размеров поперечного сечения), то условия течения у стенки, (dWx/dN)N=0 были бы одинаковыми в различных точках периметра и для каналов разной формы. Тогда, как это видно из (1.5), благодаря использованию of3 мы получили бы одно и то же значение Re для каналов любой формы. Однако в действительности wx при ламинарном течении изменяется по всему сечению, и профиль скорости существенно зависит от геометрии поперечного сечения.
Поэтому величина Re, несмотря на использование d3, также зависит от формы и соотношения размеров поперечного сечения. Зная распределение скорости в канале заданной геометрической формы, с помощью (1.5) можно рассчитать для нее коэффициент сопротивления. По найденному значению % из соотношения (1.3) легко определить падение давления на участке трубы длиной /: Пользуясь соотношениями (1.1) и (1.5), можно определить гидравлическое сопротивление для плоского канала, которое имеет вид: Уравнение для профиля скорости в призматическом канале прямоугольного профиля, согласно данным [32] имеет вид: сечения (bxh), вычисленные по эквивалентному диаметру, приведены в таблице 1.1. Анализ теплообмена в прямоугольном канале при однородном распределении температуры на входе и постоянной температуре стенки представлен в работе [32]. В этом случае уравнение энергии и граничные условия имеют вид: у = h/b отношение сторон поперечного сечения канала. Направление осей у и z показано на рис. 1.1 Приближенное решение этой задачи методом Галеркина получено в [32,33,34]. В [32] численным методом найдены средние по периметру предельные числа Nu в зависимости от X. Средняя массовая температура жидкости согласно решению, полученному Петуховым Б. С.[32], определяется: треугольной трубы; о- опытные данные для треугольной трубы. Пользуясь (1.7), нетрудно рассчитать среднее по периметру число Нуссельта в данном сечении и найти его предельное значение. Последнее будет, очевидно, равно: На рис. 1.2 показана зависимость Nil , от у по данным [33] и [34] (кривая 1). Эти данные прекрасно согласуются друг с другом. В таком же хорошем соответствии с ними находятся результаты численного расчета [32]. При у = 0 т. е. для плоской трубы, Nil , = 7,54. Вследствие приближенного характера расчета значения постоянных А/, А2 и в особенности р2 по данным [34 и 32] значительно расходятся. Однако расхождения в числах Нуссельта оказывается не очень большим.
При 0,01 и у = 1-ь5 оно не превышает 3% увеличиваясь до 14 % Ре d при у 0,1. В связи с недостаточной точностью расчета в области малых 1 / значении ость результатами решения, приведенными выше можно Представляет интерес теплообмен в прямоугольной трубе, образованной параллельными пластинами, соединенными продольными ребрами, рис. 1.4. На внутренней поверхности пластин выполняются те же условия, что и в других случаях, рассмотренных в этом параграфе (qw=const по длине и tw=const по периметру). Тепло к ребрам передается от пластин вследствие теплопроводности и с поверхности ребер отводится в поток. Поэтому температура ребер будет переменной. Изменение температуры ребра в направлении оси z зависит от параметра К = 8Яр /(Ы), где 8 и h - половина толщины и ширина ребра; Яр и Я,- коэффициенты теплопроводности материала ребра и жидкости.
Соотношения для замыкания исходной системы одномерных уравнений
Для замыкания исходной системы одномерных уравнений ниже приводятся формулы и соотношения, достоверность которых в настоящее время можно считать очевидной, ибо они вошли в ряд ответственных нормативных документов, например [72]. qe, =aef(Ts) - удельный тепловой поток (эффективный) на границе раздела пар - пленка определяется через эффективный коэффициент теплоотдачи aeJ-, который зависит от режима движения влажного воздуха (Re) относительно жидкой фазы. Основная сложность в определении этого коэффициента заключается в том, что в условиях движения потока в коротких каналах, без участка гидродинамической стабилизации (характерных для перекрестнопоточных пластинчатых аппаратов СКВ), тепловой пограничный слой по ходу воздуха развивается одновременно с гидродинамическим. Кроме того, на конвективный коэффициент теплоотдачи при интенсивной конденсации пара из потока существенное влияние может оказывать поперечный поток конденсирующегося пара, характеризуемый параметром отсоса «6». qwr = aK(Ts —Tw) - плотность теплового потока на стенке за счет теплоты фазового перехода (конденсации) определяется через локальное значение коэффициента теплоотдачи, который, в свою очередь, зависит от типа конденсации (капельная или пленочная) и режима течения (ламинарный, переходный, турбулентный). Кроме того, на коэффициент теплоотдачи влияние оказывает динамическое воздействие потока паровоздушной смеси на слой конденсата, степень влияния зависит от скорости потока. При ламинарном режиме движения конденсата коэффициент теплоотдачи ак может быть определен через термическое сопротивление слоя конденсата: ак =АК/5Ш . Поэтому основной проблемой при расчете коэффициента теплоотдачи при пленочной конденсации является определение толщины пленки конденсата. Поэтому остановимся более подробно на вопросах, касающихся гидродинамики и режимов течения конденсата в каналах пластинчатых рекуператоров.
Процесс конденсации при опускном движении потока влажного воздуха внутри вертикальных каналов пластинчатого рекуператора в большинстве практически важных случаев имеет пленочный характер. Интенсивность теплоотдачи от движущегося пара к внутренней поверхности трубы определяется режимом течения конденсатной пленки и скоростью движущегося пара. Характерной особенностью процесса является направленное движение пара. Скорость потока влажного воздуха по длине каналов вследствие конденсации пара практически не меняется, ибо изменение влагосодержания в области режимных параметров, характерных для аппаратов СКВ, незначительно, не смотря на то, что расход конденсата и толщина пленки возрастают. В общем случае движение пленки конденсата в вертикальных каналах управляется силами гравитации, трения и влиянием переноса импульса.
Впервые классификация режимов при конденсации с опускным движением пара на вертикальной поверхности проведена Исаченко В. П. [73], где различают шесть основных режимов конденсации (g ; g,w ; \У,Л; g,T; g,w,T; W,T).
Первый режим (g,ii) — конденсация пара из практически неподвижного потока (в рассматриваемом случае) влажного воздуха. Пленка конденсата формируется и стекает под действием сил гравитации (g). Режим течения пленки - ламинарный (л).
Второй режим (g,w ) - конденсация при соизмеримом воздействии на пленку сил тяжести и межфазного трения со стороны движущегося потока влажного воздуха.
Третий режим (\у,л) - конденсация пара из быстро движущегося потока влажного воздуха, когда силы межфазного трения много больше силы гравитации, воздействующей на пленку конденсата.
Индекс Т в обозначениях вышеуказанных режимов соответствует турбулентному режиму течения. Турбулентный режим течения конденсата в рассматриваемом типе теплообменных аппаратов, как показали оценки, не реализуется. Поэтому в дальнейшем он исключается из рассмотрения.
Таким образом, используя классификацию режимов, предложенную в работе Исаченко В. П. [73] при ламинарном режиме течения пленки конденсата в каналах пластинчатого рекуператора, возможно сочетание следующих режимов:
В рамках данной работы предлагается иная методика, основным моментом которой является отсутствие необходимости поиска для каждого из процессов соответствующих замыкающих соотношений и поиска границ между процессами.
В вертикально расположенных каналах аппарата пленка конденсата движется под действием сил трения и гравитации. Без учета сил поверхностного натяжения, инерционных членов и градиента давления при условии, что 8 «d3 уравнение движения (2.21) можно записать в виде: где знак плюс относится к случаю опускного движения воздуха в вертикальном канале, а знак минус - подъемного движения.
Определение краевого угла смачивания водой поверхности из поликарбоната
При движении влажного воздуха в каналах, охлаждаемых снаружи, наблюдаются режимы как капельной, так и пленочной конденсации пара. Кроме того, наблюдались режимы со смешанным режимом, когда на одной и той же поверхности попеременно во времени реализуются одновременно оба режима. Интерес к капельной конденсации существенно возрос. Это связано с тем, что при конденсации пара в капельной форме можно достигнуть более высокой теплоотдачи, чем при пленочной конденсации. Это обстоятельство привлекает внимание к капельной конденсации как к одному из методов интенсификации теплообмена. В случае длительной конденсации водяных паров на металлической стенке большей частью наблюдается пленочная конденсация, что требует принятия специальных мер для перехода и обеспечения устойчивой капельной конденсации. В настоящее время различают два основных аспекта проблемы интенсификации: нахождение условий поддержания капельной конденсации и исследование теплообмена при этом режиме. Анализ литературных данных показывает, что обеспечение устойчивой капельной конденсации требует определенных затрат, связанных со специальной подготовкой поверхности (нанесение на нее мономолекулярных слоев золота и др.) или добавка в пар гидрофобизаторов. Не смотря на всю актуальность этой проблемы, например, в большой энергетике (конденсаторы паровых турбин) добиться устойчивой капельной конденсации в промышленных условиях не удалось. Необходимым условием для капельной конденсации является обеспечение несмачиваемости поверхности теплообмена и, прежде всего, необходимо, чтобы когезия конденсата была больше адгезии материалу теплообменной поверхности. Согласно Зимону А. Д. [106] под адгезией жидкости подразумевают взаимодействие жидкой и твердой фаз на границе раздела этих фаз.
Адгезия жидкости оценивается работой Wa, которую необходимо затратить для отрыва жидкости от твердой поверхности. Ввиду того, что контакт жидкости с твердой поверхностью может осуществляться на различной площади, поэтому работу адгезии относят к единице площади контакта. Обычно эта работа измеряется в эрг/см2, а в единицах СИ -мДж/м .
Когезия жидкости - это взаимодействие между молекулами (атомами или ионами) в объеме жидкой фазы [106]. Адгезия и смачивание, как указывается в работе [106], - две стороны одного и того же явления, возникающего при контакте с твердой поверхностью. При определении адгезии жидкости и смачивания вместо термина «удельная свободная поверхностная энергия» употребляют термин «поверхностное натяжение».
Условие равновесия капли жидкости на твердой поверхности сформулировано более ста лет назад Юнгом и выражается следующим уравнением:
Краевой угол 9 является мерой смачивания поверхностей. Если краевой угол меньше 90 (рис. 3.6), т.е. в 90, то твердые поверхности хорошо смачиваются водой. Такие поверхности называются гидрофильными. При В 90 происходит ограниченное смачивание поверхностей (гидрофобных) (рис. 3.5).
В рамках данной работы для оценки равновесного значения краевого угла использовались два метода.
Метод непосредственного измерения краевого угла по форме капли, находящейся на наружной поверхности пластины [106]. Согласно этому методу каплю размерами 2-3 мм формировали на наружной поверхности пластины из ячеистого поликарбоната при помощи пипетки. Каплю проектировали на экран (рис. 3.7), добиваясь максимальной резкости в изображении контура капли. Изображение контура капли фотографировалось с противоположной стороны экрана. На снимке проекции капли проводили касательную в точке пересечения контура капли с подложкой и замеряли угол наклона этой касательной. В процессе многократных измерений было установлено, что величина краевого угла для рассматриваемой пары составляет 80 ±3 . Учитывая, что на плоской поверхности достаточно трудно получить симметричную каплю для определения краевого угла использовался еще один способ, указанный выше.
Эффективность перекрестноточного утилизатора СКВ с форсированной поверхностью
За первым «микрокрылом» пограничный слой вновь развивается вплоть до второго и т.д. При такой трактовке предполагается, что микрокрыло обеспечивает условия, близкие к тем, что наблюдались на входе в канал. Если проинтегрировать эти кривые по длине канала, то оказывается, что среднее значение коэффициента теплоотдачи в 2.5-3 раза выше, чем в гладком канале. Следует отметить, что расстояние между генераторами вихрей соответствовало натурным параметрам.
На рис. 4.27 - 4.32 представлены результаты расчета по созданной в данной работе программе, предназначенной для расчета процессов переноса и распределений температур обеих сред, температур стенки и влагосодержаний по объему перекрестнопоточного теплообменника. Следует обратить внимание на рис. 4.27, на котором приведено распределение удельного теплового потока по поверхности теплообмена. Видно, что на большей части поверхности соблюдается условие q=const.
Эффективность перекрестноточного утилизатора СКВ с форсированной поверхностью Число единиц переноса (NTU), как отмечалось выше [33], введено в качестве меры способности к переносу теплоты в теплообменнике. Мерой гидравлического совершенства теплообменника, согласно рекомендациям Сполдинга Д.Б. [33], является NVH, т. е. число скоростных напоров в перепаде давления: где р,п и pml! - давления соответственно на входе и выходе рассматриваемого потока; pn;f - плотность среды при параметрах отнесения; wrH - скорость потока в характерном сечении. Ввиду того, что через теплообменный аппарат, наиболее часто пропускается два потока теплоносителя, следует рассчитывать оба значения NVH. Сравнение результатов эффективности поверхности теплообмена с интенсификаторами типа «микрокрыло» представлены на рис. 4.33, на котором представлена зависимость (NTUINVH)ps l{NTUINVHf от скорости воздуха в канале. NTU/NTH конструкции рекуператора с интенсификаторами типа «микрокрыло» при скоростях воздуха, изменяющихся в диапазоне от 2.5 до 3.5 м/с, наблюдается превышение отношения {NTU/NVH)peK над аналогичным отношением для рекомендуемого ряда аппаратов известных фирм (NTUINVHY более чем в 1,5 раза. 1. Для комплексной сравнительной оценки эффективности процессов переноса рекомендуется пользоваться критериальным симплексом St/, а для теплообменника в целом - NTUINVH. 2. Используя методику (по п. 1) на основании результатов выполненного критического анализа литературных и патентных источников, в качестве основного элемента поверхности переноса РПУ для СВ и KB выбрана гладкая с продольными сплошными ребрами жесткости (призматические каналы) и снабженная по ходу воздуха дискретно установленными (через 20 калибров) генераторами вихрей в виде «микро крыльев». 3. Проведено численное исследование локальных характеристик потока воздуха в призматических каналах (в области одновременного развития гидродинамического и теплового пограничных слоев) в рамках стационарных уравнений Навье-Стокса и уравнений энергии с использованием программного продукта FLOW-3D. 4. В результате комплексного теоретического исследования предложены критериальные соотношения для обобщения данных по d3 локальному теплообмену вида: NudD =к + Ь(Ре ). Z 5. Разработана математическая модель теплообменника с использованием данных, полученных в ходе решения задачи п.3,4, адекватность которой подтверждена опытными данными на установке (рис. 3.1), при этом разброс опытных данных не превышал ±15%. 6. Сопоставление характеристик рекомендуемой конструкции РПУ с имеющимися на рынке, показал ее преимущества по теплотехническим и аэродинамическим характеристикам. Так отношение [NTU I NVH) /{NTU INVH) составляет в среднем для рекомендуемого ряда по сравнению с ТУ известных фирм величину порядка 1,5. 7. Выполненные технико-экономические расчеты показали, что экономия энергии за период отопительного сезона (7 месяцев) при эксплуатации ТУУ на базе пластинчатых рекуператоров традиционного типа, в условиях климата С-Пб, составит - 20000 кВт-ч/1000 м7ч. При использовании конструкции ТУУ, предлагаемой в настоящей работе экономия энергии составит 26000кВт-ч /1000 м3/ч, что при двухтарифном графике на электроэнергию позволит сэкономить 6295 рублей. 8. Приточно-вытяжная установка, состоящая из теплообменника и двух вентиляторов, рекомендованной конструкции показала лучшие теплотехнические, аэродинамические и акустические характеристики в сравнении с имеющимися на рынке в настоящее время (так уровень шума, генерируемый ПВУ, снижен на 10 дБ).
