Термодинамічні основи процесу стиснення газів

1. Рівняння стану газу і термодинамічні діаграми. Стиснення реального газу супроводжується зміною його об'єму, тиску і температури. Співвідношення між цими параметрами при тиску не більше 10⁶ Н/м² (~10ат ) характеризується рівнянням стану ідеальних газів.

При тиску більше 10⁶ Н/м² ( 10ат ) слід користуватися рівнянням Ван-дер-Ваальса або іншим рівнянням, що більш точно описує залежність між об'ємом, тиском і температурою газу при підвищеному тиску.

Рівняння Ван-дер-Ваальса має вигляд:

 

(1.1)

 

де р—тиск газу, Н/м²; v — питомий об'єм газу, м³/кг, R - газова постійна R=8314/M, Дж/(кг×град); М— маса 1 кмоль, кг/кмоль; Т— температура °К; а, в— постійні величини для даного газу.

 

Рисунок.1. Термодинамічна діаграма температура—ентропія, або Т—S-діаграма

 

За відсутності довідкових даних постійні а і в визначаються за критичними параметрами газу — критичними температурою Т_кр і тиском Р_кр:

 

 

Проте для практичних розрахунків найбільш зручна і надійна термодинамічна діаграма температура—ентропія, або Т—S-діаграма, яка будується на підставі дослідних даних (рис.1).

На Т—S-діаграмі нанесена пригранична крива АКВ, максимум на якій відповідає критичній точці К. В області, обмеженій цією кривою і віссю абсцис (область вологої пари), т.т. одночасно співіснують дві фази — рідина і пара. Ліва гілка КА граничної кривої відповідає повній конденсації пари (зникненню парової фази).Для неї ступінь сухості х=0. Права гілка КВ відповідає повному випаровуванню рідини (зникненню рідкої фази) і утворенню сухої пари. Для гілки КВ ступінь сухості х=1. Зліва від приграничної кривої знаходиться область існування тільки рідкої фази, справа — тільки парової (газоподібної) фази. Координати критичної точки К характеризують критичні параметри газу.

В області вологої пари проведені лінії постійної вологості . Лінії постійних температур (ізотерми) і ентропії паралельні відповідно абсцисі і ординаті. Вибрані в області перегрітої пари направлені круто вгору, а в області вологої пари співпадають з ізотермами, оскільки тепло тут витрачається на випаровування рідини без зміни температури. В області рідкої фази ізобари майже повністю зливаються з приграничною кривою унаслідок незначного стиснення рідин і незначного впливу тиску на їх фізичні властивості.

На діаграмі Т—S нанесені також лінії постійної ентальпії (ізоентальпи). Ентальпія реальних газів залежить не тільки від температури, але і від тиску, тому ізоентальпа реальних газів не співпадає з ізотермою.

Всі параметри газу на Т—S-діаграмі віднесені до 1 кг газу.

Відповідно до термодинамічного визначення ентропії приріст її для оборотного процесу складає

(1.2)

За цим рівнянням можна розрахувати теплоту зміни стану газу:

 

(1.3)

 

Таким чином, на діаграмі Т—S площа під кривою, що описує зміну стану газу, чисельно рівна теплоті зміни стану.

Застосування діаграми тиск–об'єм (P-V) для проведення технічних розрахунків можливе, проте викликає значні труднощі у зв'язку з складністю визначення теплоти зміни стану газу на цій діаграмі.

2. Процеси стиснення газів.

Кінцевий тиск газу під час стиснення залежить від умов теплообміну газу з навколишнім середовищем. Теоретично є два граничні випадки стиснення:

1) все що виділяється при стисненні тепло повністю відводиться і температура газу при стисненні залишається незмінною - ізотермічний процес;

 

Рисунок.2. Зображення процесів стиснення газу T-S на діаграмі.

 

2) теплообмін газу з навколишнім середовищем повністю

відсутній і все що виділяється при стисненні тепло затрачається на збільшення внутрішньої енергії газу, підвищуючи його температуру, — адіабатичний процес.

Насправді стиснення газу лише в більшій або меншій ступені наближається до одного з цих теоретичних процесів. При стисненні газу разом із зміною його об'єму і тиску відбувається зміна температури і одночасно частина тепла, що виділяється, відводиться в оточуюче середовище. Такий процес стиснення називається політропічним.

3. Робота стиснення і споживана потужність.

Процес ізотермічного стиснення газу від тиску р₁ до тиску р₂ зображається на Т—S діаграмі прямою АВ (рис. 2), проведеній між ізобарами P₁ і P₂ по лінії .

Кількість тепла q_із, яке необхідно відводити при ізотермічному стисненні 1 кг газу від тиску р₁ до тиску р₂ дорівнює питомій роботі ізотермічного стиснення 1_із, вираженій в дж/кг. Величина q_із може бути визначена з діаграми за допомогою простого співвідношення:

 

(1.4)

 

Процес адіабатичного стиснення газу характеризується повною відсутністю теплообміну між газом і навколишнім середовищем. При адіабатичному стисненні газу dQ = 0 і з рівняння (1.2) випливає, що dS= 0. Таким чином, в процесі адіабатичного стиснення газу незмінною залишається його ентропія, і цей процес зображається на діаграмі Т—S прямою АD (рис.2), проведеній по лінії .

Кількість тепла, що виділяється при адіабатичному стисненні 1 кг газу від тиску р₁ до тиску р₂, дорівнює питомій роботі адіабатичного стиснення, визначається по діаграмі таким чином:

 

(1.5)

 

Процес політропічного стиснення газу від тиску р₁ до тиску р₂ зображається на діаграмі Т—S похилою прямою АС. Кількість тепла, що виділяється при політропічному стисненні 1 кг газу, чисельно рівна питомій роботі політропічного стиснення , знаходиться приблизно з діаграми за співвідношенням:

(1.6)

Знаючи кінцевий тиск р₂, можна визначити питому роботу стиснення l також аналітично. Вона дорівнює для ізотермічного стиснення:

 

l_із=р₁v₁ln p₂/p₁ (1.7)

 

для адіабатичного стиснення

(1.8)

для політропічного стиснення

(1.9)

У рівняннях (1.7—1.9): v₁ - питомий об'єм газу при всмоктуванні, м³/кг; - показник адіабати (відношення теплоємності газу при постійному тиску до теплоємності при постійному об'ємі); m — показник політропи.

Значення показника політропи m залежить від природи газу і умов теплообміну з навколишнім середовищем. Так, наприклад, при стисненні повітря в компресорах, що працюють з водяним охолодженням газу, приблизно можна прийняти m =1,35. У компресорах без охолодження стиснення може протікати по адіабаті або по політропі з показником .

Найменша робота затрачається під час ізотермічного стиснення, тому дійсний процес стиснення прагнуть провести в умовах, наближених до ізотермічних. Для цього тепло, що виділяється під час стиснення відводять шляхом охолодження газу.

Температура газу Т₂ після стиснення: для ізотермічного процесу

 

(1.10)

для адіабатичного процесу

(1.11)

для політропічного процесу

(1.12)

 

Теоретична потужність N_T (Вт), затрачена на стиснення газу компресором, визначається множенням продуктивності компресора Vr (кг/сек) на питому роботу стиснення l (Дж/кг), підраховану по одному з приведених вище рівнянь (1.7)—(1.9):

 

(1.13)

 

де V — об'ємна продуктивність компресора, — густина газу, кг/м³.

Якщо об’ємна продуктивність компресора і щільність газу приведені до умов всмоктування (т.т. якщо V=V₁ ), то у врахуванням рівнянь (1.7-1.9) отримаємо:

 

(1.13 а)

 

(1.13 б)

 

(1.13 в)

 

Ефективність компресорів неможна оцінювати звичайним енергетичним ККД, який являє собою відношення енергії, отриманої газом у машині, до затраченої енергії. При такій оцінці ефективності найменший ККД мали б машини з інтенсивним водяним охолодженням, оскільки значна частина енергії стиснених у цих машинах газів відводиться у вигляді тепла з охолоджуючою водою. Проте, як відомо, задане підвищення тиску газу досягається з найменшою затратою енергії саме в машинах із інтенсивним водяним охолодженням. Тому для оцінки ефективності компресорних машин застосовують відносний термодинамічний ККД, який базується на порівнянні даної компресорної машини з найбільш економічною машиною того ж класу.

Машини з водяним охолодженням порівнюють із умовною машиною, стискаючою газ по ізотермі. Така машина називається ізотермною. Відношення потужності ізотермної машини до фактичної потужності N даної машини, працюючої з охолодженням газу, називається ізотермічним ККД

(1.14)

 

У компресорах, які працюють без охолодження газу, відбувається додаткове нагрівання його в результаті відсутності відводу тепла, який виділяється під час тертя швидкорухаючихся деталей машин у газ, внаслідок гідравлічних опорів і інших причин. Стиснення газу в таких машинах протікає по політропі, показник якої . Тому потужність стиснення в неохолоджуючих компресорах прийнято порівнювати з потужністю стиснення в умовній машині, стискаючій газ по адіабаті (ізоентропно). Ця машина називається ізоентропною і є найбільш економічною машиною з класу компресорів, працюючих без охолодження газу. Відношення потужності стиснення ізоентропної машини до потужності N даного компресора, працюючого без охолодження газу, називається ізоентропним (адіабатичним) ККД :

 

(1.15)

 

Потужність на валу N_е компресора дорівнює потужності N, витраченої на стиснення газу, поділеної на механічний ККД , характеризуючий втрати потужності на механічне тертя в компресорі

(1.16)

чи з врахуванням виразу (1.14)

 

(1.17)

 

Добуток ізотермічного і механічного ККД називається повним ізотермічним ККД компресора :

 

Потужність двигуна N_дв більше потужності на валу компресора внаслідок втрат потужності в передачі і в самому двигуні. Ці втрати оцінюються ККД передачі і ККД двигуна :

 

 

Установлена потужність двигуна N_уст звичайно приймається з запасом 10-15%, т.т.

 

 

Значення адіабатичного ККД близьке до одиниці і змінюється в межах 0,93-0,97. ізотермічний ККД у залежності від ступеня стиснення має значення 0,64-0,78. Значення механічного ККД знаходиться в межах 0,85-0,95.

Література: Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологий. – М.: Химия, 1973. - С. 152-157

 

Компресорні машини

Поршневі компресори

Типи компресорів. Поршневі компресори поділяються за кількістю всмоктувань і нагнітань за один подвійний хід поршня на компресори простої (одинарної) і подвійної дії. За один подвійний хід поршня компресор простої дії здійснює одне всмоктування і одне нагнітання, компресор подвійної дії – два всмоктування і два нагнітання.

Ступінь стиснення називається частиною компресорної машини, де газ стискається до кінцевого чи проміжного (перед надходженням на наступну ступінь) тиску.

За кількістю ступенів поршневі компресори поділяються на одноступінчаті, які в свою чергу, можуть бути горизонтальними і вертикальними.

Одноступеневе стиснення. В одноступінчатому компресорі газ стискається до кінцевого тиску в одному чи декількох циліндрах, які працюють паралельно. В останньому випадку одноступінчаті компресори називаються багатоциліндровими.

Одноступінчатий горизонтальний компресор простої дії (рис.2.1, а) має циліндр 1, в якому пересувається поршень 2, обладнаний ущільненими поршневими кільцями (на рисунку не показані). Циліндр закритий з однієї сторони кришкою, в якій розміщені всмоктуючий клапан 3 і нагнітальний клапан 4. Поршень з’єднаний безпосередньо з шатуном 5 і кривошипом 6, на валу якого встановлений маховик 7. При такому з’єднанні поршня з шатуном відпадає необхідність у встановленні повзуна (крейцкопфа). Компресори з безпосереднім з’єднанням шатуна з поршнем називають безкрейцкопфними.

Під час руху поршня зліва направо в просторі між кришкою циліндра і поршнем створюється розрідження. Під дією різниці тисків у всмоктуючій лінії і циліндрі відкривається клапан 3 і газ надходить у циліндр. Під час руху поршня справа наліво всмоктуючий клапан закривається, і газ який знаходиться в циліндрі стискається поршнем до деякого тиску, при якому відкривається клапан 4 і газ виштовхується в нагнітальний трубопровід. Потім цикл повторюється знову.

В одноступінчатому компресорі подвійної дії (рис.2.1, б) газ у циліндрі 1 поперемінно стискається з обох сторін поршня 2. За один подвійний хід поршня відбувається два рази всмоктування і два рази нагнітання. Циліндр обладнаний двома всмоктуючими клапанами 3 і двома нагнітальними клапанами 4. Компресори подвійної дії мають більш складну конструкцію, але мають майже вдвічі більшу продуктивність, ніж компресори простої дії тих же габаритних розмірів і тої ж ваги.

 

 

 

Рисунок. 2.1. Одноступінчатий горизонтальний компресор простої дії: а – одноциліндровий простої дії; б – одноциліндровий подвійної дії; в – двоциліндровий простої дії; 1 – циліндр, 2 – поршень; 3 – всмоктуючий клапан; 4 – нагнітальний клапан; 5 – шатун; 6 – кривошип; 7 – маховик; 8 – повзун (крейцкопф)

 

Збільшення продуктивності досягається також у багатоциліндрових компресорах простої чи подвійної дії.

Двохциліндровий компресор простої дії (рис.2.1, в) являє собою по сутності два компресора простої дії з приводом від одного колінного вала до кривошипів, зсунутими один відносно одного на кут 180º чи 90º.

Для відведення виділяючого під час стиснення газу тепла стінки циліндрів компресорів, а інколи і кришки циліндрів обладнуються рубашками, через які пропускають охолоджуючу воду. Хоча таким шляхом і не вдається повністю відвести виділяюче під час стиснення тепло, охолодження суттєво зменшує затрати енергії на стиснення газу.

Вертикальні одноступеневі компресори мають переваги перед горизонтальними: вони більш швидкохідні (для горизонтальних компресорів n=100-240 об/хв, для вертикальних n=300-500 об/хв і більше), і відповідно, більш продуктивні, займають меншу виробничу площу; поршні і циліндри вертикальних машин зношуються значно менше. При горизонтальному розміщенні циліндра, особливо великого діаметра, відбувається нерівномірне одностороннє зношування поршня під дією сили ваги. Це приводить до необхідності зменшувати швидкість руху поршня.

Для зменшення нерівномірності подачі і пом’якшення поштовхів газ після стиснення в поршневих компресорах попередньо направляють у збірник (ресивер), де він одночасно очищується від масла і вологи.

Ротаційні компресори

Пластинчасті компресори. У корпусі 1 компресора (рис. 2.2) обертається ротор 2, ексцентрично розташований щодо внутрішньої поверхні корпуса. Пластини 3 вільно переміщуються в пазах ротора і при його обертанні викидаються відцентровою силою з пазів. Ця ж сила щільно притискає пластини до внутрішньої поверхні корпуса. Таким чином, серповидний робочий простір між ротором і корпусом розділяється за допомогою пластин на ряд нерівних за обсягом камер.

Газ надходить із всмоктувального патрубка й заповнює порожнини камер. У камері, що перебуває в положенні В, усмоктування припиняється (тому що вона роз'єднана з всмоктувальним простором) і починається стиснення газу. При обертанні камери вправо обсяг її зменшується й газ, який знаходиться в ній, стискається. Стиснення закінчується, коли камера досягає положення С. У цьому положенні порожнина камери з’єднується з нагнітальним трубопроводом, після чого відбувається нагнітання газу. У положенні D газ повністю витісняється з робочої камери. Зазор між ротором і циліндром у нижній частині утворить мертвий простір Е. Від положення E до A відбувається розширення газу в мертвому просторі. В точці А починається всмоктування газу. Потім цикл повторюється. Процес стиснення газу в пластинчастому ротаційному компресорі ілюструється індикаторною діаграмою, яка наведена на рис. 4.8. Вона не може бути знята за допомогою індикатора, тому що для цього довелося б обертати індикатор разом із ротором, і є тому умовною. Для зручності побудови діаграма повернена на 90°.

Рисунок. 2.2. Схема ротаційного пластинчастого компресора: 1 - корпус; 2 - ротор; 3 - ковзні пластини.

 

Ротаційні пластинчасті компресори виготовляють одно- і двоступінчатими. В одноступінчатих компресорах тиск нагнітання не перевищує (2,5 -4)10⁵ Н/м² (2,5 - 5 ат), у двоступінчатих - (8 - 15)10⁵ н/м² (8 - 15 ат).

Водокільцеві компресори. У корпусі 1 компресора (рис. 2.3) ексцентрично розташований ротор 2 з лопатками плоскої форми. Перед пуском компресор заповнюється приблизно наполовину водою, яка під час обертання ротора відкидається до периферії й утворить водяне кільце, співвісне з корпусом компресора й ексцентричне стосовно ротора. Кількість рідини, що заливається в компресор, повинна бути такою, щоб кінці всіх лопаток були занурені у водяне кільце. Між лопатками ротора й водяним кільцем утворяться комірки, обсяг яких за період першої половини оберту ротора збільшується, а за час другої половини - зменшується. Газ засмоктується в комірки, обсяг яких зростає, через отвір 3 у торцевій кришці компресора. При подальшому обертанні ротора газ стискається внаслідок зменшення обсягу комірок і наприкінці оберту виштовхується в нагнітальний отвір 4у кришці компресора. Установка оснащена бачком 5і переливною трубою 6для заповнення компресора водою.

 

 

Рисунок. 2.3. Схема ротаційного водокільцевого компресора (а) і схема його установки для відкачки газів (б): 1 - корпус; 2 - ротор; 3 - всмоктуючий отвір; 4 – нагнітальний отвір; 5 - бачок; 6 – переливна труба для заповнення вакуум-насоса рідиною

Рисунок. 2.4. Схема ротаційної газодувки: 1 - корпус; 2 - барабан; 3 - всмоктувальний; 4 - нагнітальний патрубок

 

У компресорах такого типу рідинне кільце відіграє роль поршня; за допомогою кільця змінюється обсяг робочих камер. Тому ці компресори називаються також компресорами з рідинним поршнем.

Компресори з рідинним поршнем застосовують, наприклад, під час перекачування газоподібного хлору. У цьому випадку робочою рідиною служить концентрована сірчана кислота, що заливається в корпус еліпсоподібної форми. За один оберт вала ротора, розташовуваного по осі корпуса, обсяг комірок два рази зменшується й два рази збільшується.

Ротаційні водокільцеві компресори створюють дуже невеликий надлишковий тиск і тому використовуються в основному в якості газодувок або вакуум-насосів.

3. Газодувки. У корпусі 1 газодувки (рис.2.4) на двох паралельних валах обертаються два барабани, або поршня 2. Один із них здійснює обертання від електродвигуна, другий пов'язаний з першим зубчатою передачею, передаточне число якої дорівнює одиниці. Під час обертання поршні щільно прилягають один до іншому й до стінок корпуса, утворюючи дві роз'єднані камери: в одній з них відбувається усмоктування, в іншій - нагнітання. Газ надходить у газодувку через всмоктувальний патрубок 3і переміщується поршнями по периферії газодувки (так само як у шестеренному насосі). Під час надходження в нагнітальний патрубок 4газ стискається й виштовхується в напірний трубопровід.

Відцентрові машини

Принцип дії й теорія відцентрових машин для стиснення і переміщення газів аналогічні принципу дії й теорії відцентрових насосів.

Вентилятори. Відцентрові вентилятори умовно діляться на: вентилятори низького тиску (р < 10³ Н/м²), середнього тиску (р = 10³ - 3×10³ Н/м²) і високого тиску (р = 3×10³ — 10⁴ Н/м²).

У спіралеподібному корпусі 1 вентилятора (рис.2.5) обертається робоче колесо (барабан) 2з більшою кількістю лопаток. Відношення ширини лопатки до її довжини залежить від тиску, що розвивається, і є найменшим для вентиляторів високого тиску. Газ надходить по осі вентилятора через патрубок 3і виділяється з корпуса через нагнітальний патрубок 4.

Рисунок. 2.5. Схема вентилятора низького тиску:

1- корпус; 2- робоче колесо; 3-всмоктувальний патрубок; 4-нагнітальний патрубок.

 

Лопатки вентиляторів звичайно виконують загнутими вперед (кут >90°, див. рис.2.6), або загнутими назад ( < 90)° за напрямом обертання колеса. Біля лопаток, загнутих уперед, заданий напір одержують при меншій окружній швидкості колеса, відповідно - при меншому його діаметрі, ніж біля лопаток загнутих назад; однак гідравлічний опір останніх нижчий. Робочі колеса вентиляторів низького й середнього тиску, що володіють більшою продуктивністю, мають відносно більшу ширину. Для того щоб забезпечити міцність і твердість широких колес, окружну швидкість їх необхідно обмежити (не більше 30-50 м/сек). Тому робочі колеса таких вентиляторів виготовляють із лопатками, загнутими вперед = (120-150°), незважаючи на зниження гідравлічного ККД h _г вентилятора.

Рисунок. 2.6. До виведення основного рівняння відцентрових машин

 

У вентиляторів високого тиску, що володіють меншою продуктивністю, ширина колес відносно невелика. Тому їхні лопатки звичайно загнуті – назад.

Характеристики відцентрових вентиляторів, як й інших відцентрових машин для переміщення й стиснення газів, подібні до характеристик відцентрових насосів (рис. 2.7).

Рисунок. 2.7. Характеристика відцентрового насоса

Робочий режим встановлюється за точкою перетину характеристики відцентрового вентилятора з характеристикою мережі (див. рис. 2.8).

Рисунок. 2.8. Суміщення характеристик насоса і сітки

Турбогазодувки. У корпусі 1 турбогазодувки (рис. 2.9) обертається робоче колесо 2з лопатками, подібними до лопаток відцентрового насоса. Колесо звичайно поміщають усередині напрямного апарата 3, у якому відбувається перетворення кінетичної енергії газу в потенційну енергію тиску. Напрямний апарат являє собою два кільцевих диски, з'єднаних між собою лопатками з нахилом, протилежним нахилу лопаток робочого колеса. Газ надходить у турбогазодувку через патрубок 4і виходить із нагнітального патрубка 5.

Одноступінчасті турбогазодувки мають на валу одне робоче колесо. Якщо на валу турбогазодувки встановлені кілька колес, то такі турбогазодувки називаються багатоступінчатими.

Рисунок. 2.9. Схема турбогазодувки: 1- корпус; 2 - робоче колесо; 3- напрямний апарат; 4 - всмоктувальний патрубок; 5 - нагнітальный патрубок.

Багатоступінчата турбогазодувка (рис. 7) має в корпусі 1 декілька (як правило 3-4) робочих колеса 2. Газ, пройшовши через перше колесо, надходить у направляючий апарат 3і зворотний канал 4, по якому підводить до наступного колеса. Зворотний канал 4обладнаний нерухомими напрямними ребрами, за допомогою яких газу надається заданий напрямок і швидкість.

Діаметри робочих колес багатоступінчатої турбогазодувки постійні, але ширину їх відповідно до зміни обсягу газу під час стиснення зменшують у напрямку від першого колеса до останнього. Таким чином досягається можливість стиснення газу в кожному наступному щаблі без зміни швидкості обертання й форми лопаток робочих колес.

Рисунок. 2.10. Схема багатоступінчатої турбогазодувки: 1 - корпус; 2 - робоче колесо;

3 - напрямний апарат; 4 - зворотний канал.

Ступінь стиснення в турбогазодувках не перевищує 3-3,5, тому газ у турбогазодувках не охолоджують.

Турбокомпресори. Для одержання більше високих ступенів стиснення, ніж у турбогазодувках, застосовують турбокомпресори, за конструкцією аналогічні багатоступінчатим турбогазодувкам. Однак для підвищення тиску нагнітання втурбокомпресорах, навідміну від турбогазодувок, збільшують число робочих колес і змінюють їх розміри (у тому числі йдіаметр) або збільшують швидкість обертання колес. Окружні швидкості робочих колес турбокомпресорів досягають 240-270 м/сек і більше залежно від міцності матеріалу колес, а тиск нагнітання - (2,5-3,0) 10⁶ н/м² (25-30 ат).

У турбокомпресорах по мірі переходу дощаблів більше високого тиску зменшується не тільки ширина, але й діаметр робочих колес, однак пристрій для перетворення кінетичної енергії газу у потенційну енергію тиску (напрямний апарат) і пристрій для підведення газу до наступного щабля стиснення (зворотний канал) принципово не відрізняються від застосовуючих у турбогазодувках.

Робочі колеса турбокомпресорів часто секціонують, розміщуючи їх у двох або трьох корпусах. У зв'язку зі значним ступенем стискання газу в турбокомпресорах і відповідному збільшенні температури газу виникає необхідність в охолодженні стисненого газу, що здійснюють чи шляхом подачі води в спеціальні канали усередині корпуса, чи у виносних проміжних холодильниках. Охолодження газу в холодильниках, встановлених між групами не охолоджуючих колес, більш ефективне й полегшує очищення поверхні теплообмінника.