| Негосударственное образовательное учреждение Московский технологический институт |
Факультет Техники и современных технологий
Кафедра Энергетики
Уровень образования Бакалавриат
Направление Теплоэнергетика и теплотехника
Профиль _________________________
КУРСОВАЯ РАБОТА
по дисциплине
«Потребители и источники производства теплоты»
на тему: ____________________________________________
Выполнил:
Студент____курса
______________формы обучения
ИНС:
__________________________________
(ФИО)
Москва 2015 г.
ОГЛАВЛЕНИЕ
1 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ СРАВНЕНИЕ СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ 3
2 Расчет рекуперативного теплообменника 8
2.1 Исходные данные к расчету рекуперативного теплообменника 8
2.2 Конструктивный расчет рекуператора 8
2.2.1 Оценка площади поверхности теплообмена и сечений для движения теплоносителей 8
2.2.2 Определение геометрии поперечного сечения теплообменника 13
2.2.3 Расчет коэффициента теплопередачи и площади поверхности теплообмена 15
2.3 Поверочный расчет теплообменника 20
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 22
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРы 23
ПРИЛОЖЕНИЕ 25
1 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ СРАВНЕНИЕ
СИСТЕМ ОТОПЛЕНИЯ
Созданная в стране централизованная система отопления жилых и производственных зданий, является базовой и в настоящее время слабо соответствует эффективной практике рационального использования ресурсов. Повышенная протяженность тепловых сетей измеряемая километрами, приводит к значительным потерям произведенной тепловой энергии при передаче теплоносителя потребителям, что в свою очередь повышает затраты потребителя тепла. Одновременно снижается общий коэффициент полезного действия (КПД), зобщ, преобразования первичной энергии сжигания топлива в тепловую энергию, идущую на обогрев помещения в связи с большим количеством стадий преобразования исходной энергии.
Выбор системы отопления осуществляется на основании технико-экономического сравнения возможных вариантов, допустимых по санитарно-гигиеническим показателям, при обязательном учете эксплуатационных особенностей в конкретных условиях.
Проанализируем сравнительные технические показатели наиболее распространенных систем центрального отопления. К указанным показателям прежде всего относятся характеристики систем и применяемых в них теплоносителей.
Одним из главных показателей является надежность системы.
Надежность систем отопления, т. е. способность обеспечивать заданную теплоподачу в помещения в течение заданного периода времени (количесва отопительных сезонов) отличаются в зависимости от вида и конструкции. Наилучшими показателями надежности, которые определяются прежде всего безотказностью (длительным сохранением работоспособности), а также относительной долговечностью, обладают системы водяного отопления (срок службы 25…35 лет), контролируемые и безопасные в эксплуатации. Схожие по показателям надежности системы местного воздушного отопления при водяном теплоснабжении, работа которых легко автоматизируется. Наихудшими показателями надежности обладают системы парового отопления, вследствие большей сложности конструкции, трудоемкости в обслуживании и низкой долговечности (срок службы паропроводов 10 лет, конденсатопроводов – около 4 лет). Низкую надежность имеют также системы центрального воздушного отопления из-за большой вероятности не правильного распределения воздуха по помещениям, поскольку воздуховоды из кровельной и тонколистовой стали недолговечны, а из блоков, плит, кирпича, листов и тому подобных материалов недостаточно плотны.
Одним из важнейших технико-экономических показателей систем отопления является масса металла, расходуемого на изготовление основных элементов при том или ином теплоносителе, значительно влияющая на эксплуатационные и капитальные и затраты в системе отопления. Вид используемого теплоносителя оказывает определяющее влияние на массу металла, используемого на производство отопительных приборов, теплообменников и теплопроводов. Так, на отопительные приборы и теплообменники водяных систем отопления расходуется больше металла, чем на калориферы-теплообменники воздушных систем. Однако за счет низкой удельной теплоемкости и плотности воздуха по сравнению с водой расход металла на воздуховоды в несколько раз превышает расход металла на трубы в водяных системах отопления, несмотря на то, что воздуховоды изготовляются из тонколистовой стали. Выбор и эксплуатация паровых систем отопления позволяет снизить расход металла на отопительные приборы по сравнению с водяными системами, что объясняется большой величиной скрытой теплоты фазового превращения (2120 кДж/кг), и как следствие – более высоким коэффициентом теплоотдачи от пара к внутренней поверхности отопительного прибора, чем от воды к стенке, а также большей разностью температур в отопительном приборе паровой системе (150…20)°С, чем водяной [(150+70)0,5…20]°С.
Градиентность температуры воздуха по высоте сказывается на тепловом комфорте и потерях теплоты в помещении. В отношении равномерности распределения температуры оптимальными являются способы отопления помещений через пол и потолок. Наибольший градиент температуры возникает при воздушном отоплении т. е. верхняя часть отапливаемого помещения перегревается, нижняя – недогревается. Водяное отопление с подоконными радиаторами занимает промежуточное положение.
Гигиенические и акустические показатели, соответствующие нормативам санитарно-гигиенических условий, могут быть достигнуты при использовании систем водяного и центрального воздушного отопления. Достижение соблюдения этих условий возможно при ограничении температуры и скорости движения теплоносителя, а это в свою очередь, ухудшает экономические показатели систем. Применение паровых и местных воздушных (при высокотемпературном первичном теплоносителе) систем сопровождается понижением гигиенических и акустических показателей отопления.
Радиус действия систем различается по следующим причинам: использование парового отопления дает возможность достичь значительной горизонтальной и вертикальной протяженности систем; водяное отопление обеспечивает так же большую горизонтальную протяженность, но по вертикали дальность действия систем ограничена по допустимому гидростатическому давлению; при использовании воздушного отопления дальность действия систем наименьшая из-за большого понижения температуры теплоносителя по длине трассы вследствие малой его теплоемкости.
Тепловая инерционность систем водяного отопления обуславливается прежде всего массивностью бетонных панелей, используемых в конструкциях зданий или большой водоемкостью чугунных радиаторов отопительных приборах. Эти факторы способствуют увеличению тепловой инерции водяного отопления. Тепловая инерционность систем снижает эффективность регулирования теплоотдачи приборов, но позволяет поддерживать необходимую температуру в помещениях при недлительном отключении теплоснабжения. Системы парового и воздушного отопления обладают малой тепловой инерционностью. Этот фактор часто является определяющим при выборе их для прерывистого отопления помещений.
Примерное сравнение экономические показатели различных систем центрального отопления будет выглядеть так.
Местные системы воздушного отопления при использовании первичного теплоносителя со сравнительно высокой температурой по величине капитальных вложениям имеют некотороее преимущество перед другими системами. С точки зрения капиталовложений экономически выгодными являются также системы парового отопления: в одинаковых расчетных условиях они имеют меньшую материалоемкость и изначальная стоимость получается ниже, чем стоимость систем водяного отопления. Материальные затраты на устройство центральных систем воздушного отопления значительно выше. Это объясняется большой стоимостью объема зданий, занимаемого оборудованием а так же затратами на создание систем водяного отопления, а расход металла в связи с возможностью изготовления воздуховодов из асбестоцемента и других строительных материалов часто оказывается даже ниже, чем в системах парового отопления.
Надо иметь ввиду, что предпочтение той или иной системы отопления только по наивыгоднейшим капитальным вложениям, без учета затрат на ее эксплуатацию, экономически не может считаться достоверным. Поэтому при сравнении различных систем отопления по экономическим показателям учитывают общие, или так называемые приведенные затраты, включающие 12% (8% для энергосберегающих мероприятий) капитальных вложений и общую среднюю стоимость годовой эксплуатации системы. Экономически более эффективной считают систему, имеющую наименьшие приведенные затраты.
Годовые эксплуатационные затраты зависят в первую очередь от топливной экономичности и долговечности систем отопления. В водяных системах расход топлива обычно немного ниже, чем в центральных воздушных и паровых и системах, вследствие того, что попутные теплопотери, не участвующие в отоплении помещений, в них ниже, Кроме того срок эксплуатации систем водяного отопления, как было сказано выше, наибольший. При этом снижение амортизационных затрат настолько сокращает эксплуатационные затраты, а следовательно, и приведенные затраты, что системы водяного отопления обычно являются экономически более выгодными, чем системы парового отопления.
Область применения определяется техническими и экономическими показателями систем отопления. Как более надежные и гигиенически приемлемые, системы водяного отопления, получили наибольшее распространение в задачах теплофикации городов и поселков: эти системы используют в гражданских, производственных, сельскохозяйственных зданиях и сооружениях. Неприемлемые показатели санитарно-гигиенических и эксплуатационных свойств системы парового отопления не позволяют их использовать в гражданских зданиях, предназначенных для постоянного или продолжительного (более 2 ч) нахождения людей. Паровое отопление (при наличии пара из технологических процессов) возможно применять в производственных зданиях. Паровое отопления так же рекомендуется использовать (при наличии пара) для дежурного (в нерабочее время) отопления помещений.
Возможность комбинации отопления и вентиляции обуславливает распространение воздушного отопления. Центральное воздушное отопление используется в первую очередь в производственных и сельскохозяйственных помещениях с механической приточной вентиляцией, системы местного воздушного отопления – в производственных и общественных зданиях для прерывистого или дежурного обогревания помещений.
2 Расчет рекуперативного теплообменника
2.1 Исходные данные к расчету рекуперативного теплообменника
Выбираем исходные данные из табл. 3 методических указаний, соответственно номеру своего варианта.
Греющий теплоноситель – вода;
нагреваемый теплоноситель – вода;
температура греющего теплоносителя на входе в теплообменник
= 80°С;
температура греющего теплоносителя на выходе из теплообменника
= 68°С;
массовый расход нагреваемого теплоносителя G2 = 1,9 кг/с;
температура нагреваемого теплоносителя на входе в теплообменник
= 10°С;
температура нагреваемого теплоносителя на выходе из теплообменника 
= 24°С.
Требуется:
1. Разработать конструкцию рекуператора, соответствующую исходным требованиям;
2. Выполнить конструктивный расчет рекуператора с определением его основных геометрических размеров;
3. Выполнить поверочный расчет рекуператора.
2.2 Конструктивный расчет рекуператора
2.2.1 Оценка площади поверхности теплообмена и сечений для движения теплоносителей
На основе уравнения теплового баланса определяем тепловой поток, передаваемый в теплообменнике:
, (1)
где с – изобарная теплоемкость теплоносителя
Средняя температура нагреваемого теплоносителя
°C. (2)
Среднюю теплоемкость нагреваемого теплоносителя определяем, соответственно, при его средней температуре с помощью таблиц теплофизических свойств воды (таблица 2.2 [2]): c2 = 4,19 Дж/(кг·К). Соответственно, из тех же таблиц, средняя плотность нагреваемого теплоносителя с2 = 999 кг/м3.
Соответственно уравнению (1), передаваемый в теплообменнике тепловой поток
Вт.
Делаем предварительный выбор типа теплообменника. На основании изучения опыта конструирования и эксплуатации рекуператоров для комбинации теплоносителей вода – вода при относительно небольших расходах теплоносителей может быть использована конструкция секционного теплообменника. Для него возможны два варианта схемы движения теплоносителей: прямоточная или противоточная. Противоточная схема, обычно, предпочтительнее прямоточной, так как позволяет получить больший средний температурный напор между теплоносителями и, тем самым, уменьшить требуемую площадь поверхности теплообмена. Выбираем противоточную схему движения теплоносителей.
Средний температурный напор в теплообменнике удобнее всего определять, имея перед глазами схематическое изображение зависимостей изменения температур теплоносителей по длине поверхности теплообмена – схему температурных напоров.
Применительно к решаемой задаче, такая схема изображена на рис. 1. Показаны зависимости изменения температур греющего и нагреваемого теплоносителя по длине (или площади) поверхности теплообмена.
Рисунок 1. Схема температурных напоров
Исходя из построенной схемы, с учетом численных значений температур теплоносителей на входе и выходе из теплообменника, получаем:
Больший температурный напор
°С; (3)
Меньший температурный напор
°С. (4)
Средний логарифмический температурный напор
°C (5)
Площадь поверхности теплообмена может быть определена из уравнения теплопередачи:
, (6)
где k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·К); F – площадь поверхности теплообмена, м2.
На начальном этапе конструирования ни коэффициент теплопередачи в теплообменнике, ни площадь поверхности теплообмена не известны. Поэтому, основываясь на опыте конструирования и расчета теплообменников выбранного типа, величиной коэффициента теплопередачи приходится задаваться. В дальнейшем расчете, когда уже известна предполагаемая геометрия проточной части теплообменника, выполняется расчет коэффициента теплопередачи, в результате чего уточняется величина площади поверхности теплообмена.
Как правило, радиус кривизны поверхности теплообмена рекуператоров во много раз больше ее толщины. В этих условиях коэффициент теплопередачи может быть рассчитан с помощью уравнения для плоской стенки:
, (7)
где б1, б2 – соответственно, средние по поверхности теплообмена коэффициенты теплоотдачи от греющего и к нагреваемому теплоносителям, Вт/(м2·К); д – толщина теплопередающей стенки, м; л – коэффициент теплопроводности материала, из которого она изготовлена, Вт/(м·К).
Ориентировочные значения величины коэффициента теплопередачи выбираем из соответствующей таблицы [4].
Таким образом, если полагать, что ориентировочное значение коэффициентов теплоотдачи в условиях вынужденного движения воды в конструируемом рекуператоре может быть порядка 4000…8000 Вт/(м2·К), а поверхность теплообмена, будет иметь толщину 1 мм и выполнена из латуни, можем считать ожидаемый коэффициент теплопередачи равным 2000…4000 Вт/(м2·К).
Следовательно, оценочное значение площади поверхности теплообмена, соответственно уравнению (6) будет равно
м2.
Средняя температура греющего теплоносителя
°C. (8)
Среднюю теплоемкость греющего теплоносителя определяем, соответственно, при его средней температуре с помощью таблиц теплофизических свойств воды (таблица 2.2 [2]): c1 = 4,19 Дж/(кг·К). Соответственно, из тех же таблиц, средняя плотность нагреваемого теплоносителя с1 = 973 кг/м3.
Массовый расход греющего теплоносителя определяем, исходя из уравнения (1):
кг/с.
Определяем число трубок в трубном пучке теплообменника. Предварительно задаем скорость воды в трубках w2 = 1 м/с.
Предполагаем изготовить трубный пучок из латунных трубок размером 16Ч1, т. е. наружным диаметром dн = 16 мм и толщиной стенки д = 1 мм. Нагреваемую жидкость будем подавать в полости трубок.
Внутренний диаметр трубки
мм (9).
Соответственно, средний диаметр трубки равен
мм (10)
Тогда требуемое число трубок можно определить из уравнения неразрывности:
, (11)
где f2 – площадь проходного сечения для нагреваемого теплоносителя, м2; w2 – средняя по сечению трубки скорость нагреваемого теплоносителя, м/с.
В свою очередь, площадь проходного сечения для нагреваемого теплоносителя складывается из проходных сечений трубок трубного пучка:
, (12)
где n – число трубок в пучке.
В итоге, из совместного решения уравнений (11), (12), можно оценить требуемое число трубок:
.
Принимаем число трубок в пучке n = 12.
Уточняем значение скорости нагреваемого теплоносителя в трубках
м/с.
Так как ожидаемые значения коэффициента теплоотдачи и со стороны греющего и со стороны нагреваемого теплоносителей должны быть одного и того же порядка, расчет площади поверхности теплообмена ведем по среднему диаметру теплопередающих трубок:
, (13)
где l – длина трубок в пучке, м.
Откуда получаем
м.
Сравнивая полученную длину трубного пучка с данными стандартных секционных теплообменников (табл. 1.1 [2]) делаем вывод, что полученная длина приемлема.
2.2.2 Определение геометрии поперечного сечения теплообменника
Определяем конструкцию поперечного сечения теплообменника. На рис. 2 приведен его поперечный разрез. В корпусе 1 расположены трубки 2. Принимаем один из основных вариантов размещения трубок в трубном пучке – по вершинам равносторонних треугольников. Шаг между трубками выбираем в пределах s = (1,25…1,5)dн. Чем меньше шаг между трубками, тем меньше площадь сечения для движения теплоносителя в межтрубном пространстве, т. е. тем выше скорость его движения. Однако, с уменьшением шага растут технологические проблемы крепления трубок в трубных решетках.
Принимаем шаг s = 1,25 dн = 1,25 · 16 = 20 мм.
Минимальный зазор между крайними трубками и корпусом теплообменника обычно принимается равным k ≥ 5 мм. Принимаем k = 5 мм. Тогда, как ясно из рис. 2, внутренний диаметр корпуса теплообменника будет равен
мм. (14)
Рисунок 2. Поперечный разрез теплообменника
Определяем площадь сечения теплообменника для движения греющего теплоносителя, т. е. площадь поперечного сечения межтрубного пространства. Эта площадь, соответственно рис. 2, равна
м2. (15)
Скорость движения греющего теплоносителя в межтрубном пространстве
м/с.
По завершению этого этапа расчетов необходимо сделаем анализ полученных результатов. Можно заметить, что полученные скорости движения теплоносителей укладываются в рекомендуемый диапазон. Поперечное сечение и оценочная длина теплообменника близки к размерам стандартных секционных рекуператоров (см. табл. 1.1 [2]). Значит, полученные результаты можно взять за основу дальнейших расчетов.
2.2.3 Расчет коэффициента теплопередачи и площади поверхности теплообмена
Следующий этап расчета заключается в определении коэффициента теплопередачи, площади поверхности теплообмена и длины трубного пучка. Геометрию поперечного сечения теплообменника при этом сохраняем неизменной.
Расчет коэффициента теплопередачи требует нахождения коэффициента теплоотдачи от греющего теплоносителя б1 и коэффициента теплоотдачи к нагреваемому теплоносителю б2. Так как температура поверхности теплообмена заранее неизвестна, коэффициенты теплоотдачи приходится рассчитывать методом последовательных приближений. Задаваясь температурой поверхности теплообмена, определяем численные значения коэффициентов теплоотдачи, зная которые уточняем температуру поверхности теплообмена. Затем вновь повторяем расчет коэффициентов теплоотдачи. Цикл расчета повторяется до тех пор, пока не будет получена требуемая сходимость результатов.
Для средней температуры нагреваемого теплоносителя
°C
из таблиц теплофизических свойств воды (табл. 2.2 [2]), интерполируя, находим: коэффициент теплопроводности лж2 = 0,5915 Вт/(м·К); кинематический коэффициент вязкости нж2 = 1,096·10–6 м2/с; число Прандтля Prж2 = 7,77.
Поскольку предполагаем изготовить теплопередающие трубки из латуни, изменение температуры по толщине поверхности теплообмена мало. Кроме того, ожидаемые значения коэффициентов теплоотдачи б1, б2, имеют один и тот же порядок. Поэтому в первом приближении будем полагать:
°C.
Для этой температуры из таблиц теплофизических свойств воды, интерполируя, находим число Прандтля при температуре стенки со стороны греющего и со стороны нагреваемого теплоносителей: Prc1 = Prc2 = 3,89.
Определяем коэффициент теплоотдачи к нагреваемому теплоносителю, движущемуся в трубках. Для расчета можно использовать какую либо формулу для определения среднего коэффициента теплоотдачи при движении жидкости в трубе. В таких формулах определяющим критерием подобия является число Рейнольдса. Применительно к решаемой задаче оно равно
. (16)
Так как число Рейнольдса превышает его критическое значение, т. е. Reж2 > Reкр = 2300, режим течения в трубках турбулентный. Поэтому применима формула [1]:
. (17)
Подставляя в формулу (17) численные значения, находим число Нуссельта:
. (18)
В результате из формулы (18) получаем численное значение среднего по поверхности теплообмена коэффициента теплоотдачи от стенки к нагреваемой жидкости:
Вт/(м2·К).
Далее рассчитываем средний по поверхности теплообмена коэффициент теплоотдачи от греющего теплоносителя, движущегося в межтрубном пространстве. Для средней температуры греющего теплоносителя
°C
из таблиц теплофизических свойств воды (табл. 2.2 [2]) находим: коэффициент теплопроводности лж1 = 0,670 Вт/(м·К); кинематический коэффициент вязкости нж1 = 0,395·10–6 м2/с; число Прандтля Prж1 = 2,41
Применительно к решаемой задаче, в соответствии с рис. 2, эквивалентный диаметр канала, по которому движется греющий теплоноситель:
м.
Число Рейнольдса для потока греющего теплоносителя
.
Аналогично уравнению (17), рассчитываем число Нуссельта для греющего теплоносителя:
.
Тогда
.
Коэффициент теплоотдачи от греющего теплоносителя:
Вт/(м2·К).
С учетом того, что толщина стенки теплопередающих трубок д = 0,001 м, а коэффициент теплопроводности латуни, из которой они будут изготовлены л = 107 Вт/(м·К), рассчитываем коэффициент теплопередачи, в соответствии с уравнением (7):
Вт/(м2·К).
Так как в рассматриваемом случае 
, то, с достаточной точностью можно вести расчет, использую среднюю арифметическую разность температур:
°C. (19)
Средняя плотность передаваемого теплового потока
Вт/м2. (20)
Температура наружной поверхности теплопередающей трубки
°C. (21)
Температура внутренней поверхности теплопередающей трубки
°C. (22)
Из полученных численных значений температур наружной и внутренней поверхностей теплопередающих трубок видно, что они различаются незначительно. Поэтому, число Прандтля при температуре жидкости равной температуре стенки можно взять из таблиц теплофизических свойств воды, полагая, что tc1 ≈ tc2 ≈ 34°C. В результате получаем уточненные значения
Prc1 ≈ Prc2 = 4,98.
Теперь можно рассчитать уточненное соотношение:
(в первом приближении было принято: 
).
Расхождение составляет 
.
Точно так же рассчитываем уточненное соотношение
(в первом приближении было принято: 
).
Расхождение составляет 
.
Различие в результатах превышает допустимые 2%, поэтому повторяем расчет коэффициентов теплоотдачи б1, б2, подставляя в формулу (17) новые численные соотношения 
и 
, а результаты получим следующие.
Числа Нуссельта: Nuж2 = 111,9; Nuж1 = 176,2.
Коэффициенты теплоотдачи: б2 = 4727 Вт/(м2·К); б1 = 1938 Вт/(м2·К).
Коэффициент теплопередачи k = 1357 Вт/(м2·К).
Средняя плотность передаваемого теплового потока q = 77341 Вт/м2.
Значения другие параметров, полученных при расчете коэффициента теплопередачи остаются неизменными.
Таким образом, теперь можно перейти к заключительной стадии конструктивного расчета – окончательному определению поверхности теплообмена и длины трубного пучка:
м2; 
м.
После определения основных размеров теплообменника, в масштабе вычерчиваем его продольный и поперечный разрез (Приложение).
2.3 Поверочный расчет теплообменника
Поверочный расчет заключается в том, что для вновь разработанного теплообменника при известных расходах греющего и нагреваемого теплоносителей G1, G2, их начальных температурах 
, 
и площади поверхности теплообмена F требуется определить конечные значения температур теплоносителей 
и 
, а также передаваемый тепловой поток.
Определяем водяные эквиваленты:
Вт/К;
Вт/К.
Число единиц переноса
.
Сконструированный теплообменник выполнен по противоточной схеме движения теплоносителей. Поэтому выражение для эффективности теплообменного аппарата имеет вид:
. (23).
Температуры греющего и нагреваемого теплоносителей на выходе из теплообменника соответственно равны:
°С;
°С.
Вывод. Результаты поверочного расчета подтверждают соответствие конструктивного расчета исходным требованиям на проектирование рекуператора.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В результате выполнения курсовой работы был выполнен анализ схемы отопительной подстанции (пункта), используемой в большинстве современных городов. В частности были рассмотрены технические особенности типичного оборудования для подачи теплоносителя, теплообмена, защиты от накипи и коррозии, удаления конденсата и основные принципы автоматизации тепловых пунктов и подстанций.
В практической части курсовой работы были выполнены конструктивный и поверочный расчеты рекуперативого теплообменника. На основании исходных данных был обоснован тип теплообменного аппарата, выполнены расчеты площади поверхности теплообмена и определены размеры сечений для движения теплоносителей, рассчитаны коэффициенты теплопередачи и основные конструктивные параметры теплообменника. Результаты поверочного расчета подтверждают соответствие конструктивного расчета исходным требованиям на проектирование рекуператора.
По результатам расчета теплообменника выполнен схематичный чертеж продольного и поперечного разреза разработанного рекуператора с указанием полученных в ходе расчета геометрических размеров.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРы
1. Исаченко / , , .– М.: Энергоиздат, 1981.– 416 с.
2. , . Теоретические основы теплотехники. Конструирование и расчет рекуперативного теплообменника. Методические указания к выполнению курсовой работы.– М.: МГИУ, 2010.
3. Краснощеков по теплопередаче.– М.:Энергия,1980.–288 с.
4. Справочник по теплообменникам, т. 2 / пер. с англ. под ред. и др.—М.: Энергоатомиздат, 1987.—352 с.
5. Бакластов тепломассообменные процессы и установки / , , и др.—М.: Энергоатомиздат, 1986.—328 с.
6. . Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии: Учеб. пособие. - СПб.: СЗТУ, 2003.-79 с.
7. Возобновляемые источники энергии: Учебное пособие. / Васильев. С., , – СПб.: Изд-во ПбГТУ, 1995.-102с.
8. Гидроэнергетика / Под ред. - М.: Энергоиздат, 981.-608с.
9. Гидроэнергетика и комплексное использование водных ресурсов / од ред. – М.: Энергоиздат, 1982.-559с.
10. Дворов энергетика. – М.: Наука, 1976.-158с.
11. Жучков процессы и установки ЦБП. – .: Изд-во ЛТА, 1985.-88с.
12. , , Сукомел . – М.: нергия, 1981.-417с.
13. Капица , теория, практика. - М.: Наука, 1981.- 95с.
14. жигание твердого топлива в кипящем слое. – М.: нергоатомиздат, 1987.-146с.
15. Кутателадзе и практические мероприятия по разви - ию геотермальной энергетики в Советском Союзе // Геотермальные иссле - ования и использование тепла Земли. - М.: Наука, 1961.
16. Лабейш расчеты энергооборудования. – Л.: ЗПИ, 1991.-88с.
17. Лабейш технологии в теплоэнергетике. – Пб.: СЗТУ, 2001.-80с.
18. , Смирнова и опыт эксплуатации отлов с топками кипящего слоя // Энергетическое машиностроение информэнергомаш), 1986, вып. 3.-48с.
19. Мурзаков технической термодинамики. - М.: Энер - ия, 1973.-304с.
20. реда нашего обитания. Кн. 2: Энерге - ические проблемы человечества. – М.: Мир, 1995.-291с.
21. нергия волн. - Л.: Гидрометиздат, 1981.-112с.
22. Семененко энергоресурсы промышленности и нерготехнологическое комбинирование. – М.: Энергия, 1968.-296с.
23. Бойко, и проектирование рекуперативных теплообменных аппаратов ТЭС [Текст]: учебное пособие/ - Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2006.-92 с.
24. Лебедев, , сушильные и холодильные установки [Текст]: учебник для вузов/ - М.: Энергия, 1972.- 263с.
