Интенсификация конвективного теплообмена глубоким профилированием. Компактные и эффективные трубчатые теплообменники

Размещено на http://www.allbest.ru/

Интенсификация конвективного теплообмена глубоким профилированием. Компактные и эффективные трубчатые теплообменники

Разработан, теоретически и экспериментально изучен новый эффективный метод интенсификации конвективного теплообмена в трубчатых теплообменниках, названный методом глубокого профилирования. Проведены испытания опытного лабораторного теплообменника, данные которых сопоставлены с аналогичными для ТТАИ. Все полученные результаты опубликованы в периодической научной печати. Показаны возможности применения метода для создания эффективных и компактных трубчатых теплообменников.

Проблема создания современного высокоэффективного и компактного теплообменного оборудования весьма актуальна сегодня, имеет важное и научное и практическое значение. Эта проблема тесно связана с проблемой интенсификации теплообмена, для решения которой предложены и, в той или иной степени, изучены несколько различных способов (см., например, [1-2]). Из которых, пожалуй, наиболее удачным, а также относительно простым и технологичным, способом оказалось профилирование теплообменных трубок кольцевыми выступами, накатанными по их поверхности. Способы же другие же, такие как, например, закрутка потоков в каналах, спиральные или продольные ребра и вставки, шероховатые поверхности и наложение колебаний на теплообменные потоки и т.п. оказались не столь эффективными. Также более интенсивному теплообмену способствует использование теплообменных труб малого диаметра. Так появившиеся сравнительно недавно на рынке теплообменного оборудования кожухотрубчатые теплообменники марки ТТАИ производства ООО «Теплообмен» с плотноупакованными пучками из гладких или профилированных накаткой тонкостенных стальных или титановых трубок (диаметром приблизительно 8 мм и стенками, толщиной 0,2-0,3 мм), размещаемых в межтрубном пространстве без перегородок, существенно превосходят все другие трубчатые, да и не только, теплообменники по тепловым и массогабаритным параметрам.

Недостатки, проявляющиеся при их эксплуатации, связаны именно с тонкими стенками трубок и их малым диаметром. Это, например, прогиб и вибрации трубного пучка, трудности механической очистки, и т.п.

Интенсификация теплоотдачи трубного канала при профилировании его накаткой достигается за счет дополнительной турбулизации пристенных слоев жидкости, что приводит к увеличению коэффициента переноса тепла на стенку. Как найдено авторами накатки и рядом ее исследователей, оптимальным значением является приблизительно d/D0.92-0.94. Большее сужение проходного сечения трубного канала, хотя и приводит к большему росту коэффициента переноса тепла на стенку, сопровождается заметно возрастающей диффузией турбулентности во внутренний объем канала, существенными потерями энергии на прокачку теплоносителя, и, по ныне устоявшемуся мнению, не нужно, ибо ядро потока теплоносителя в турбулентном режиме и так является достаточно турбулизованным.

Тем не менее, опираясь на опыт исследований тепломассопереноса при проведении химических реакций в турбулентных потоках (см., например, [3]), в ИХФ РАН было предположено, что и для интенсификации теплообмена вполне можно использовать турбулизацию всего потока, включая его ядро. Эта дополнительная турбулизация может быть осуществлена путем большего изменения величины проходного сечения, чем это считается допустимым для накатки. Предложенный метод был назван методом глубокого профилирования.

Сущность его заключается в том, что при интенсивной турбулизации всего потока в целом вблизи стенки, помимо увеличения коэффициента переноса, имеет место и увеличение градиента температуры (т.е., температурного напора, определяющего, наряду с коэффициентом, величину диффузионного потока тепла на стенку) за счет «выполаживания» ее радиального профиля.

Исследования, проведенные в ИХФ РАН, показали, что несмотря на существенный рост потерь энергии на прокачку теплоносителя, могут быть найдены такие значения конструктивных и расходных параметров, учитывая при этом, что P~v2, а Nu~vm, где m<1, которые обеспечат приемлемые значения характеристик процесса теплообмена.

Результаты проведенных нами исследований опубликованы, см., например, [4-9]. В целом они указывают на применимость метода глубокого профилирования для практического использования, и потому мы хотели бы ознакомить заинтересованного читателя с их, по крайней мере, основными результатами. Тем более, что на наш взгляд, именно этот метод представляется наиболее эффективным и перспективным среди известных на сегодняшний день.

Понятно, что правильный выбор того или иного метода интенсификации теплообмена при решении тех или иных технологических задач может быть осуществлен лишь на основе надлежащей оценки их свойств и параметров. Эта оценка, понимаемая часто как эффективность интенсификации, должна быть построена на соотнесении эффекта интенсификации и затрат на ее осуществление и носить сравнительный характер. Она может быть получена путем сопоставления данных для оцениваемого теплообменника (или его канала) с уже известными данными, в качестве которых чаще всего и удобнее всего использовать данные для гладкотрубных теплообменников (каналов).

Однако необходимо признать, что на сегодняшний день не существует не только общепризнанного метода оценки эффективности интенсификации теплообмена, не существует даже ее общепризнанного определения. На эту проблему часто вообще не обращают какого-либо внимания, ограничивая оценку интенсификации лишь приведением зависимостей вида:

, (1а)

, (1б)

, (1в)

Безусловно, в зависимостях (1) содержится вся информация, необходимая для оценок того или иного метода интенсификации, однако для оценок достаточно понятных и важных с практической точки зрения, только лишь этих зависимостей, вероятно, недостаточно.

В некоторых работах авторы предлагается оценивать эффективность интенсификации с помощью энергетического критерия Кирпичева E = Q/N, или некоторой его модификации E = E/t, полагая, что при сравнении двух теплообменников, тот из них, теплообмен в котором интенсифицирован более эффективным способом, и должен обладать большим значением соответствующего критерия. Само же сравнение при этом должно проводиться при одинаковых числах Re и числах труб в теплообменниках, а также их длинах L и диаметрах D. Т.е., сравнивать необходимо в одинаковых условиях конструктивно идентичные теплообменники, отличающиеся лишь интенсификаторами в трубных каналах. Глобальные же параметры теплообменников, такие, как поверхность теплообмена F, тепловая мощность Q, мощность, затрачиваемая на прокачку теплоносителя, N должны быть получены при проектировании и оценены впоследствии.

В [7] этот вопрос рассматривается более подробно, и там же делается вывод о том, что коэффициент E не следует «…классифицировать как простой и физически ясный, основополагающий критерий оценки эффективности интенсификации». При сравнении теплообменников он мало информативен, и потому малополезен, на наш взгляд.

В [2] также выведены критерии для оценки эффективности интенсификации теплоотдачи, для сравнения F и Fгл критерий имеет вид:

, (2а)

Однако здесь следует отметить одну неточность, заключающуюся в том, что если F, Nu/Nuгл, /гл определены в (2а) при числе Re интенсифицированного канала, то Fгл, должно быть определено при числе Рейнольдса гладкотрубного канала Reгл, которое при Nu/Nuгл < /гл, не совпадает с Re и явным образом из (2а) не следует. Поэтому, использование для оценок выражения (2а) без учета зависимости

, (2б)

не является корректным и может приводить к ошибкам, причем тем большим, чем больше Reгл, а так же отличие Nu/Nuгл от /гл. Получить же зависимость (2б) или зависимость

, (2в)

можно не иначе, как в результате решения соответствующей системы уравнений.

Разделяя в целом подход [2] к оценке эффективности интенсификации теплообмена как к сравнению основных параметров теплообменников, мы хотели бы внести в него некоторые уточнения и дополнения. Действительно, поскольку целью интенсификации теплообмена является его увеличение, приводящее в итоге к уменьшению теплообменной поверхности, то и оценивать ее необходимо именно по этому эффекту, т.е., по сокращению поверхности теплообмена.

Однако, поскольку при интенсификации теплоотдачи, как правило, возрастают коэффициенты сопротивления, то оценку эффективности интенсификации необходимо производить при затратах на прокачку равных между собой, или же находящихся в каком-то ином, но вполне определенном соотношении. И, наконец, для получения оценок эффективности интенсификации теплообмена нет необходимости проводить сравнения по какому-либо из параметров гипотетических теплообменников, требуя равенства всех остальных. Для этих целей вполне достаточно сопоставления удельных, т.е., отнесенных к единице массы теплоносителя, характеристик.

Иными словами, сопоставление удельных поверхностей теплообмена при равных удельных затратах на прокачку теплоносителей, суммарных, для одной и той же задачи теплообмена, под которой понимается равенство входных и выходных температур для одних и тех же теплоносителей, расходы которых находятся также в одном и том же соотношении, позволяет сравнивать между собой теплообменники даже различных типов (например, кожухотрубчатые и пластинчатые), в том числе и оценивать метод интенсификации теплообмена.

Нами также была разработана новая методика, см., например, [6], обработки экспериментальных данных, применявшаяся затем во всех наших работах. Сущность ее заключается в том, что при зафиксированных двух из четырех независимых переменных теплообмена, например, tтр,вх и tмт,вх, и переменных двух других, например, Gтр и Gмт, из данных эксперимента можно найти продольные профили коэффициента теплопередачи K, коэффициентов теплоотдачи тр и мт, а также и всех других параметров теплообмена, аппроксимируя их какой-либо подходящей функцией, например, полиномом второй степени. Средние же значения при этом могут быть получены путем осреднения этих самых профилей.

Практика применения этой методики показала, что полученные таким способом значения точнее получаемых непосредственно из соотношений критериальной модели.

интенсификация теплообменник трубчатый конвективный

Теплообменники для испытаний

Предложив метод глубокого профилирования для интенсификации теплообмена в трубчатых теплообменниках, мы решили продемонстрировать его возможности на примере лабораторного теплообменника, сравнив полученные результаты с данными для теплообменника ТТАИ. Более подробно результаты описаны в [9], здесь же мы приведем их кратко.

Для испытаний был изготовлен теплообменник длиной L = 0.616 м, внутренний диаметр кожуха Dмт которого был изменяем за счет специальных вставок и составлял 0.03, 0.032, 0.034 и 0.037 м. В экспериментах с гладкими трубками, использовался также теплообменник с Dмт = 0.04 м. Семь медных трубок закреплялись в гексагональных трубных решетках, шаг S которых был пропорционален Dмт, так что S = Dмт/3, трубный пучок размещался по центру межтрубного пространства, и, таким образом, расстояние между кожухом и внешней трубкой пучка для всех его внешних трубок было одинаковым. При изготовлении профилированных трубок из гладких медных с наружным диаметром Dн = 0.01 м и внутренним D = 0.008 м произошло некоторое их деформирование, вследствие чего их размеры изменились стали равными Dн = 0.0094 м и D = 0.0075 м.

Теплообменник ТТАИ-2-25/1450, выпущенный предприятием-изготовителем ООО «Теплообмен» с заводским номером 1970 для проведения сравнительных испытаний был любезно предоставлен генеральным директором НПО «Термэк» Александром Лаврентьевичем Наумовым, за что ему авторы глубоко признательны.

По паспортным данным нагреваемым каналом теплообменника является трубный, нагреваемой и греющей средами - пресная вода с начальными температурами 5С и 105С, расходами - 1.56 и 3.44 т/ч, соответственно, и выходной температурой нагреваемой среды 60С, греющей - 80С. Перепад давления по трубному пространству не превышает 0.3, по межтрубному - 0.25 кгс/см2. Трубный пучок, размещаемый под кожухом Dмт = 0.0264, содержит 6 трубок с длиной омываемой их части 1.39 м, диаметром 0.008 м и стенками толщиной 0.2 мм, изготовленных из стали Х17Н13М2Т, (расчетное значение коэффициента теплопроводности = 15 Вт/м К).

Конструктивно теплообменник выполнен с двумя входами в межтрубное пространство, разнесенными по его концам, и выходом из него посередине, так что через каждое поперечное сечение межтрубного канала протекает лишь половина полного расхода. Такая схема течения за счет 2-х кратного увеличения расхода теплоносителя греющего канала позволяет при сохранении затрат энергии на прокачку теплоносителя несколько увеличить температурный напор теплообмена и, таким образом, тепловую мощность аппарата по сравнению с вариантом с одним только входом.

Мы провели несколько экспериментов с теплообменником ТТАИ, в которых, полагая, что главной целью является оценка его коэффициентов теплообмена, оставили лишь один из входов в межтрубное пространство, используя другой как выход из него, закрыв при этом выход посередине. Таким образом, был получен теплообменник чисто противоточной схемы с теми же самыми коэффициентами теплообмена и затратами энергии на прокачку теплоносителей, что и у исходного теплообменника, а именно: K = 8.08 кВт/(м2 К), Gмт = 0.5 ? 3.44 т/ч и Pмт = 0.5 кгс/см2. Подробнее смотри в [9].

Результаты и их обсуждение

Эксперименты с лабораторным теплообменником проводились в варианте с трубным нагреваемым каналом, аналогично условиям эксплуатации теплообменника ТТАИ. Методика проведения экспериментов и обработки полученных результатов кратко описана выше, подробнее смотри [6-7]. Полученные результаты приведены в таблице 1, и на рис. 1.

Таблица 1. Теплообменники c ГП трубками.1)

Примечания: 1) - в числителе данных, приводимых в виде дроби, указаны значения для трубного канала, в знаменателе - для межтрубного

Рис. 1. Зависимости коэффициентов теплообмена от эквивалентного диаметра: (а, б) - коэффициенты интенсификации теплоотдачи; (в) - коэффициент теплопередачи; 1 - 7-ми трубные теплообменники; 2 - 6-ти трубный теплообменник; 3 - аппроксимирующая кривая; 4 - среднее значение.

Остановимся на них несколько подробнее. Обычно сопоставление различных теплообменников проводят при одинаковых условиях, которые можно было бы назвать условиями «стандартного режима» (СР).

Примем для режима СР в нашем случае следующие значения: входные температуры теплоносителей равными tтр, вх = 15С и tмт, вх = 60С, скорость потока в трубном канале vтр = 1 м/с, а соотношение Gмт/Gтр, оставим соответствующим одновходовому ТТАИ (смотри выше), т.е. Gмт/Gтр = 0.53.44/1.56. Пересчет полученных экспериментальных данных на стандартные условия производился в предположении, что зависимостью локальных коэффициентов интенсификаций теплоотдачи i = i(L) можно пренебречь, и в каждом конкретном случае использовать их средние значения i, которые могут быть найденные при осреднении соответствующих продольных распределений (см., например, [6-8]).

На рис. 1 приведены данные для iтр (рис. 1а), iмт (рис. 1б) и K (рис. 1в) в зависимости от эквивалентного диаметра deмт. Экспериментальные данные (рис. 1а-1в, кривые 1), для K (рис. 1в) это данные, полученные при пересчете на условия СР, см. табл. 1, аппроксимированы полиномами 2-й степени f(x) = ax2 + bx + c, (рис. 1а-1в, кривые 3), коэффициенты которых найдены из соответствующих данных. При этом относительные среднеквадратичные ошибки аппроксимации для iтр, iмт и K составили, соответственно, 1.6%, 1.8% и 0.3%.

Для iтр и iмт приведены также и средние значения (рис. 1а-1б, кривые 4). Относительные среднеквадратичные отклонения от средних значений составили 3.4% и 21.2% соответственно.

Таким образом из приведенных данных следует, что среднее значение iтр = 3.84 и найденная зависимость iмт = iмт(deмт) приемлемым способом описывают теплообменные параметры наших профилированных теплообменников.

Также были проведены эксперименты по определению коэффициентов гидродинамического сопротивления. Полный перепад давления в канале теплообменника обычно представляется в виде суммы перепадов давления из-за сопротивления трения при течении рабочих сред в канале и перепада вследствие сопротивления входа/выхода канала. Для нахождения перепадов давления на сопротивлениях входа/выхода и определения отсюда локальных коэффициентов сопротивления тр,лок и мт,лок, были проведены эксперименты по определению потерь давления в теплообменниках с гладкими трубками с Dн = 0.01 м и D = 0.008 м. Однако в этом случае по понятным причинам теплообменник с Dмт = 0.03 м был заменен на теплообменник с Dмт = 0.04 м.

Серия экспериментов, проведенных при разных расходах (скоростях) рабочих сред, позволила установить, что для наших теплообменников коэффициент локальных сопротивлений входа/выхода для трубного канала может быть определен как тр,лок = 131Re-0.25, а для межтрубного канала мт,лок = мт,лок(deмт)Re-0.25. Значения мт,лок(deмт) для четырех экспериментальных теплообменников, приведенные на рис. 2а, кривая 1, также аппроксимированы полиномом 2-й степени (рис. 2а, кривая 3). В этом случае относительная среднеквадратичная ошибка аппроксимации составила 2.2%.

Рис. 2. Зависимости коэффициентов гидродинамического сопротивления от эквивалентного диаметра: (а) - теплообменники с гладкими трубками; (б) - теплообменники с профилированными трубками; 1 - 7-ми трубные теплообменники; 2 - 6-ти трубный теплообменник; 3 - аппроксимирующая кривая

В предположении равенства коэффициентов локальных сопротивлений входа/выхода для теплообменников с гладкими и профилированными трубками, коэффициенты сопротивления трения в профилированных каналах, определяемые как тр = (/гл)тр ? гл,тр и мт (/гл)мт ? гл,мт, могут быть найдены из результатов аналогичных экспериментов для теплообменников с профилированными трубками. Так были найдены (/гл)тр = 14.9 и экспериментальная зависимость для (/гл)мт = (/гл)мт(deмт), показанная на рис. 2б, кривая 1. Аппроксимация последней также приведена на рис. 2б, кривая 3, относительная среднеквадратичная ошибка аппроксимации в данном случае составила 0.5%.

Кроме описанных выше экспериментов с 7-ми трубными теплообменниками, были также проведены эксперименты с 6-ти трубным теплообменником, полученным путем удаления центральной трубки у 7-ми трубного теплообменника с Dмт = 0.032 м, и, таким образом, конфигурация трубного пучка нашего теплообменника была аналогична конфигурации трубного пучка теплообменника ТТАИ.

Результаты экспериментов, проведенных с этим теплообменником, показаны на рис. 1-2, кривые 2, в виде нанесенных на них экспериментальных точек. Отметим, что имеет место достаточно хорошее совпадение результатов как по коэффициентам теплообмена, так и по коэффициентам сопротивления, см. рис. 1-2. Так относительные отклонения по абсолютной величине составляют 0.3% для iтр (отклонения от среднего значения, рис. 1а, кривая 4), 5.2% - для iмт (отклонения от аппроксимирующей кривой, рис. 1б, кривая 3), 4.6% - для K (рис. 1в, кривая 3), 0.5% - для мт,лок (рис. 2а, кривая 3) и 5.1% для (/гл)тр (рис. 2б, кривая 3).

Таким образом, используя найденные в эксперименте данные, можно построить некоторый метод расчета теплообменников с плотноупакованным пучком ГП трубок (по крайней мере, 6-ти и 7-ми трубных) и сравнить их с теплообменником ТТАИ. В этих расчетах входные температуры теплоносителей и соотношения их расходов соответствовали паспортным данным для ТТАИ, а полученные результаты сравнивались с результатами расчетов теплообменника ТТАИ для его одновходового варианта.

В табл. 2 приведены результаты расчетов, полученные для ГП трубок, аналогичных трубкам ТТАИ (материал, диаметр, стенка). В варианте 1 (табл. 2) замена трубок ТТАИ на трубки ГП приводит к росту удельных затрат энергии на прокачку теплоносителей w/wТТАИ = 1.51 и росту коэффициента эффективности k/kТТАИ = 1.34. (в смысле [7], в данном случае k/kТТАИ = K/KТТАИ). В варианте 2 уменьшение расхода до G/GТТАИ = 0.812 выравнивает удельные затраты на прокачку, оставляя при этом коэффициент эффективности k/kТТАИ = 1.16 еще сравнительно высоким.

Таблица 2. Сравнение ТТАИ и теплообменников с ГП трубками.

Примечания: 1) - оценка по критериальной модели с коррекцией; 2) - замена трубок ТТАИ на трубки ГП; 3) - то же для случая равенства удельных затрат на прокачку теплоносителей затратам для ТТАИ; 4) - в числителе дроби указано значение для трубного канала, в знаменателе - для межтрубного; 5) - в числителе дроби указано значение величины, в знаменателе - ее отношение к величине для ТТАИ

В варианте 3 (табл. 2) показано, что Dмт = 0.0254 м можно даже несколько уменьшить, а в варианте 4 - что можно использовать и 7-ми трубный пучок, при этом k/kТТАИ = 1.17-1.18 даже несколько возрастает. Немного более возрастает поверхность теплообмена в единице объема (F/V)/(F/V)ТТАИ = 1.08-1.10 и уменьшается удельная поверхность (F/G)/(F/G)ТТАИ = 0.854-0.847. При этом во всех рассмотренных вариантах длина теплообменника не превышает L/LТТАИ = 0.75 (см. табл. 2).

Аналогично проведем также расчеты для теплообменников с 7-ми трубным пучком плотноупакованных ГП трубок размерами 10/0.8, 12/1 и 16/1 из меди, латуни и стали. Упомянутые выше условия по входным температурам теплоносителей и соотношению расходов Gтр/Gмт = (Gтр/Gмт)ТТАИ, дополним требованием равенства удельных затрат энергии на прокачку теплоносителей w/wТТАИ = 1.

Найденные на этих условиях параметры теплообменников оптимальны для каждой из рассмотренных трубок, результаты расчетов представлены в табл. 3.

Таблица 3. Параметры теплообменников с трубками ГП. 1)

Примечания: 1) - здесь принято Gмт/Gтр = (Gмт/Gтр)ТТАИ, w = wТТАИ; 2) - значения для меди, латуни и стали приняты равными 390, 110 и 15, соответственно; 3) - в числителе дроби указано значение для трубного канала, в знаменателе - для межтрубного; 4) - в числителе дроби указано значение величины, в знаменателе - ее отношение к величине для ТТАИ

Для всех рассчитанных размеров трубок из латуни и меди эффективность теплообмена выше, чем у теплообменника ТТАИ - k/kТТАИ = K/KТТАИ = 1.2-1.3, и остается приблизительно одинаковой, за счет роста теплоотдачи в межтрубном пространстве мт, связанного прежде всего с ростом ее интенсификации iмт (табл. 3).

Вследствие этого уменьшается удельная поверхность теплообмена F/Gтр и безразмерная длина теплообменников L/D, однако в силу больших диаметров трубок, величина поверхности в единице объема F/V падает (табл. 3). Можно также отметить, что из приводимых в табл. 3 данных следует, что при увеличении диаметра трубки отношение коэффициентов теплоотдачи мт/тр возрастает, приближаясь к единице.

Заключение

Таким образом, из приводимых в настоящей работе экспериментальных и расчетных, построенных на их основе, данных следует, что использование глубоко профилированных трубок в плотноупакованном пучке без перегородок в межтрубном пространстве может привести к созданию весьма эффективных теплообменных аппаратов. Причем величина диаметра теплообменной трубки слабо влияет на тепловые параметры, ее увеличение лишь уменьшает содержание теплообменной поверхности в единице объема теплообменника.

Обозначения

D диаметр внутренний, характерный размер, м;

De диаметр эквивалентный, м;

F поверхность теплообмена, м2;

G расход теплоносителя, кг/с;

i i = /гл = Nu/Nuгл, параметр интенсификации теплоотдачи;

К - коэффициент теплопередачи, кВт/(м2 К);

K - коэффициент эффективности;

L длина теплообмена, м;

N потери мощности на прокачку теплоносителя, Вт;

Q тепловой поток, Вт;

S расстояние между осями трубок, м;

S проходное сечение, м2;

T температура, С;

Td шаг профилирования, м;

V объем теплообменника, м3;

V скорость, м/с;

W w = (Nтр+Nмт)/Gтр, полные удельные затраты на прокачку, Дж/кг;

- коэффициент теплоотдачи, кВт/(м2 К);

p - перепад давления, Па;

- плотность, кг/м3;

- коэффициент теплопроводности, Вт/(м К);

- коэффициент гидродинамического сопротивления;

Nu критерий Нуссельта;

Re критерий Рейнольдса.

Индексы

Вх - на входе в канал;

Вых - на выходе из канала;

Км - критериальная модель;

Лок - локальное значение;

Мт - межтрубный канал;

Н - наружный (диаметр);

Cр - среднее значение;

Тр - трубный канал;

Литература

1. Дзюбенко Б.В., Кузма-Кичта Ю.А., Леонтьев А.И. и др. Интенсификация тепло- и массообмена на макро-, микро- и наномасштабах. М.: ФГУП «ЦНИИАТОМИНФОРМ», 2008.

2 Калинин Э.К, Дрейцер Г.А., Копп И.З., Мякочин А.С. Эффективные поверхности теплообмена. М.: Энергоатомиздат, 1998.

3. Берлин Ал.Ал., Минскер К.С., Дюмаев К.М. Новые унифицированные энерго- и ресурсосберегающие высокопроизводительные технологии повышенной экологической чистоты на основе трубчатых турбулентных реакторов. М.: ОАО «НИИТЭХИМ», 1996.

4. Коноплев А.А., Алексанян Г.Г., Рытов Б.Л., Берлин Ал.Ал.. Эффективный метод интенсификации конвективного теплообмена. // Теорет. основы хим. технологии. 2004. Т. 38. №6. С. 634.

5. Коноплев А.А., Алексанян Г.Г., Рытов Б.Л., Берлин Ал.Ал.. Конвективный теплообмен в глубоко профилированных каналах. // Теорет. основы хим. технологии. 2007. Т. 41. №5. С. 549.

6. Коноплев А.А., Алексанян Г.Г., Рытов Б.Л., Берлин Ал.Ал.. Расчет локальных параметров интенсифицированного теплообмена. // Теорет. основы хим. технологии. 2007. Т. 41. №6. С. 692.

7. Коноплев А.А., Алексанян Г.Г., Рытов Б.Л., Берлин Ал.Ал.. Об эффективности интенсификации теплообмена глубоким профилированием. Теорет. основы хим. технологии. 2012. Т. 46. №1. С. 24.

8. Коноплев А.А., Алексанян Г.Г., Рытов Б.Л., Берлин Ал.Ал.. О компактности трубчатых теплообменников. // Теорет. основы хим. технологии. 2012. Т. 46. №6. С. 639.

Размещено на Allbest.ur