روابط حرارتي طراحي كولر هاي هوايي

طراحی حرارتی کولر هوایی شبیه طراحی مبدل های پوسته و دوله دوره آموزش Hvac است اما پارامترهای بیشتری نسبت به مبدل های پوسته و لوله وجود دارد. کولر های هوایی در معرض طیف گسترده ای از شرایط آب و هوایی دائما در حال تغییر هستند که مشکلات کنترلی را ایجاد می کند در صورتی که مبدل های پوسته و لوله مواجه نمی شوند. طراحان باید به تعادل اقتصادی بین هزینه برق برای فن ها و هزینه سرمایه اولیه برای تجهیزات دست یابند. باید در مورد دمای هوای محیط برای طراحی استفاده شود. سرعت جریان هوا و دمای خروجی اگزوز در ابتدا ناشناخته است و می‌توان در مرحله طراحی با تغییر تعداد ردیف‌های لوله و در نتیجه تغییر سطح صورت تغییر داد.

از آنجایی که تعداد ردیف‌های لوله، مساحت سطح، سرعت سطح هوا و هندسه سطح می‌تواند متفاوت باشد، می‌توان راه‌حل‌های زیادی برای یک مسئله حرارتی معین ایجاد کرد. با این حال، بدیهی است که یک راه حل بهینه از نظر سرمایه و هزینه های عملیاتی وجود دارد. روابط اصلی انتقال حرارت که برای مبدل های پوسته و لوله اعمال می شود در مورد کولر هوایی نیز اعمال می شود.

روابط طراحی حرارتی

gartenmöbel design
bettwäsche tom und jerry
planeta sport muske patike novi pazar
giorgio armani sport
adidas beckenbauer trening
bomber jakke burgunder
гуми 18 цола
esprit round sunglasses
liemenes mergaitems
windows wont connect to iphone usb

رابطه اساسی حاکم بر انتقال حرارت معادله فوریه است:

Q = U • A • (T – t)

که در آن

(T – t) = CMTD = LMTD • F

F فاکتوری است که اختلاف میانگین دمای ورود به سیستم را برای هرگونه انحراف از جریان مخالف واقعی تصحیح می کند. در کولر هوایی، هوا بطور قابل ملاحظه‌ای بدون مخلوط به سمت بالا در سراسر بسته‌ها جریان می‌یابد و سیال فرآیند می‌تواند طبق ترتیب عبور به جلو و عقب و پایین جریان یابد. با چهار یا چند پاس رو به پایین، جریان خلاف جریان در نظر گرفته می شود. و بنابراین ضریب F برابر با یک است. ضرایب تصحیح برای یک، دو و سه پاس در جدوال مربوطه ارائه می شوند، از مقادیر اثربخشی توسعه‌یافته توسط استیونز، فرناندز و ولف برای آرایه‌های جریان متقاطع مناسب محاسبه می شوند. ، در ابتدا نه منطقه، نه نرخ کلی انتقال حرارت و نه دمای هوای خروجی مشخص نیست. رویکرد سنتی در طراحی کولر هوایی مستلزم یک روش آزمون و خطای تکراری هم در CMTD و هم در نرخ انتقال است تا زمانی که الزامات هر دو منطقه را برآورده کند. به طور خاص، ابتدا افزایش هوا در نظر گرفته میشود CMTD محاسبه میشود، یک ضریب انتقال حرارت کلی در نظر گرفته شده، و یک اندازه مبدل با منطقه مورد انتظار انتخاب می شود. سپس از یک سرعت ظاهری مناسب برای محاسبه دمای هوای خروجی استفاده شده و این فرآیند تا زمانی تکرار می شود که دمای هوای پساب فرضی با مقدار محاسبه شده مطابقت داشته باشد. سپس ضرایب مجزا و ضریب کلی محاسبه شده و کل فرآیند تا زمانی تکرار می شود که “U” و CMTD محاسبه شده به اندازه کافی به مقادیر فرضی نزدیک شوند.

با این حال، روش دیگری وجود دارد که آزمون و خطا را در CMTD حذف می کند و تنها آزمون و خطا را روی ضریب فیلم سمت لوله باقی می گذارد.

در این مطلب روش Ntu آموزش تاسیسات را  برای کولر هوایی ارائه می‌کنیم.

تعاریف زیر بر اساس مبدل های حرارتی ارائه می شود:

1. نرخ ظرفیت حرارتی سیال داغ = Ch = Ctube = (Mcp) لوله =Q/t1-t2

2. نرخ ظرفیت حرارتی سیال سرد = Cc = Cair = (Mcp)هوا =Q/t2-t1

3. تعداد واحدهای انتقال حرارت = Ntu =A.U/Cmin

4. نسبت نرخ ظرفیت حرارتی = R =Cmin/Cmax

5. اثربخشی انتقال حرارت کولر هوایی=E= Ch(T1-T2)/Cmin(T1-t1)=Cc(t2-t1)/Cmin(T1-t1)

ما جریان هوا را بر حسب فوت مکعب استاندارد در دقیقه (scfm) به عنوان حاصلضرب عرض و طول مؤثر مبدل بر حسب فوت، و سرعت صفحه (FV) بر حسب فوت استاندارد در دقیقه (sfm) تعریف می‌کنیم. برای هر سرویس کولر هوایی، لزوماً در مرحله طراحی مشخص نخواهد بود که آیا هوا یا سیال سمت لوله داغ حداقل نرخ ظرفیت گرمایی را دارند، زیرا سرعت جریان جرمی هوا ناشناخته است. دو مورد ارائه شده در زیر هر دو موقعیت طراحی را پوشش خواهند داد.

نمونه 1:

• Cmin=Cair=Ccold

R=Cmin/Cmax=Cair/Chot=Scfm*1.08/(Q/(T1-T2))=FV*W*L*1.08/(Q/(T1-T2))= FV*W*L*1.08*(T1-T2)/Q

1.08=0.075 lb/ft3 • 60 min/hr· 0.24 Btu/(lb • °F)

(2)

Chot/Cair:

E= Ch(T1-T2)/Cmin(T1-t1)= Q/FV*W*L*1.08*(T1-t1)

(3): (1)+(2)

ER= FV*W*L*1.08*(T1-T2)/Q * Q/FV*W*L*1.08*(T1-t1)=(T1-T2)/(T1-t1)

اگر مقدار (T1-T2)/(T1-t1) را برابر با Z در نظر بگیریم آنگاه:

(T1-T2)/(T1-t1)=Z

Z=E*R

برای تعداد واحدهای انتقال حرارت داریم:

NTU=A*U/Cmin=A*U/Cair=n*N*a*W*L*U/1.08*W*L*FV= n*N*a *U/1.08 *FV*(ri+rair+rf+rm)

NTU=k

می توانیم عبارت مورد I را با E • R و Ntu به عنوان مختصات و R به عنوان پارامتر رسم کنیم. با دانستن اینکه Z = E • R و k = Ntu، می توانیم R را در نمودار پیدا کنیم.

R= FV*W*L*1.08*(T1-T2)/Q

W=Q*R/ FV *L*1.08*(T1-T2)

t2=((T1-T2)/R)+t1

نمونه 2:

E= Ch(T1-T2)/Cmin(T1-t1)=(T1-T2/T1-t1)=Z

R=Cmin/Cmax=Chot/Cair=Q/FV*L*W*1.08*(T1-T2)

NTU=n*N*a*W*L/(Q/(T1-T2))*(ri+rair+rf+rm)

K=R*NTU

معیارهای انتخاب نمونه

می توانیم عبارت را با E و R • Ntu به عنوان مختصات و R به عنوان پارامترهای نمونه 1 رسم کنیم، با R = 1 مشترک در هر دو نمودار. برای مقادیر R بالای خط R = 1 خواهیم داشت:

W=Q/1.08*R*(T1-T2)*FV*L

t2=R*(T1-T2)+t1

برای مقادیر زیر خط R=1 داریم:

W=Q*R/1.08*(T1-T2)FV*L

کاربرد روش طراحی

برای هر سرویس کولر هوایی در مرحله طراحی آموزشگاه فنی، اطلاعات داده شده شامل دمای پایانه فرآیند، بار حرارتی و دمای محیط هوا و همچنین ابعاد لوله مطلوب است. رویکرد Ntu برای طراحی، مقادیر بهینه را برای ناحیه صورت بسته و دمای خروجی هواگرد تعیین می‌کند. با استفاده از این داده ها، یک طرح خنک کننده انتخاب می شود که باید به شدت بررسی شود، اما انتخاب به احتمال زیاد به بهترین طراحی نهایی برای یک سرویس داده شده نزدیک خواهد بود.

مقدار Z را می توان از داده های داده شده محاسبه کرد و ضریب انتقال حرارت کلی را از مقادیر جداول انتخاب کرد.

مقدار k یا Ntu محاسبه می‌شود و با استفاده از تعداد مفروض عبور لوله، R با استفاده از منحنی مناسب خوانده می‌شود. این مقدار R در معادلات مناسب برای پیش‌بینی مقادیر FA و خروجی هوا اعمال می‌شود. این طرح را می توان به اندازه کافی دقیق فرض کرد که برای اهداف تخمینی استفاده شود. این انتخاب باید به شدت بررسی شود تا طرح نهایی ایجاد شود. این کار با استفاده از همبستگی های انتقال حرارت و افت فشار انجام می شود که به صورت تجربی توسعه یافته و با آزمایش و مشاهده عملکرد کولر هوا تأیید شده است. بسیاری از این همبستگی ها به طور کلی شناخته شده است.

انتخاب فن و توان مورد نیاز

قطر فن باید تضمین کند که سطح اشغال شده توسط فن حداقل 40 درصد از سطح صفحه باندل باشد. قطر فن باید 6 اینچ کمتر از عرض بسته سیال داغ باشد. برای این کار منحنی های عملکرد فن برای انتخاب تعداد بهینه پره ها و زاویه گام و همچنین اسب بخار استفاده می شود.

برای محاسبه مقدار توان مورد نیاز برای فن بر حسب اسب بخاررابطه زیر را داریم:

شفت موتور اسب بخار = ft3/min واقعی (در فن) • افت فشار کل (اینچ آب) 6356 • راندمان فن (سیستم) • راندمان کاهش دهنده سرعت

حجم واقعی فن با ضرب حجم استاندارد هوا (scfm) در چگالی هوای استاندارد (0.075 lb/ft3) تقسیم بر چگالی هوای فن محاسبه می‌شود. از این رابطه می توان دریافت که نسبت اسب بخار مورد نیاز برای یک واحد بادکش اجباری به نیروی مورد نیاز برای یک واحد بادکش القایی تقریباً برابر با نسبت چگالی هوای خروجی به چگالی هوای ورودی است که به نوبه خود برابر است  با نسبت دمای مطلق هوا (t1 + 460) / (t2 + 460). اختلاف فشار کل در سراسر فن برابر است با مجموع فشار سرعت برای قطر فن انتخاب شده، افت فشار استاتیکی از طریق بسته سیال داغ، (که از داده های آزمایش سازنده تجهیزات برای یک نوع باله و فاصله لوله مشخص می شود). و سایر تلفات در سیستم آیرودینامیک. قطر فن برای توزیع خوب هوا انتخاب می شود و معمولاً منجر به فشار سرعت تقریباً 0.1 اینچ آب می شود. طراحی فن، محفظه پلنوم هوا، و محفظه فن، (به ویژه فاصله نوک فن)، می‌تواند بر راندمان سیستم تأثیر بگذارد، که همیشه کمتر از منحنی‌های فن بر اساس آزمایش‌های ایده‌آل تونل باد است. فن های جریان محوری صنعتی در کولر هوایی هایی که به درستی طراحی شده اند دارای راندمان فن (سیستم) تقریباً 75٪ بر اساس فشار کل هستند. کولر های هوایی که طراحی ضعیفی دارند ممکن است بازدهی سیستم را تا 40% داشته باشند. کاهنده های سرعت معمولاً حدود 95 درصد راندمان مکانیکی دارند. مقدار اسب بخار خروجی راننده از معادله بالا باید بر بازده موتور تقسیم شود تا توان ورودی تعیین شود.

کنترل عملکرد کولرهای هوایی

علاوه بر این واقعیت که سرعت جریان فرآیند، ترکیب و دمای ورودی سیال ممکن است با شرایط طراحی متفاوت باشد، دمای هوای محیط در طول یک شبانه روز 24 ساعته و از روز به روز متفاوت است. از آنجایی که کولر های هوا برای حداکثر شرایط طراحی شده‌اند، زمانی که خنک‌سازی بیش از حد سیال فرآیند مضر است، یا زمانی که صرفه‌جویی در توان فن مورد نظر است، نوعی کنترل ضروری است.

اگرچه کنترل را می توان با دور زدن سیال فرآیند انجام داد که این به ندرت انجام می شود و روش معمول کنترل جریان هوا است.

تغییر جریان هوا

تغییر جریان هوا را می توان با موارد زیر انجام داد

1. لوورهای قابل تنظیم در بالای بسته ها.

2. موتورهای فن دو سرعته.

3. خاموش شدن فن به ترتیب برای واحدهای چند فن.

4. فن های AUTO-VARIABLE®.

5. فرکانس متغیر برای کنترل موتور فن.

لوورها با ایجاد محدودیت قابل تنظیم برای جریان هوا کار می کنند و بنابراین در صورت کاهش جریان هوا در مصرف انرژی صرفه جویی نمی کنند. در واقع، لوورها اتلاف انرژی دائمی را حتی در حالت باز تحمیل می کنند.

موتورهای دو سرعته، فن‌های AUTO-VARIABLE و کنترل موتور فن فرکانس متغیر باعث صرفه‌جویی در مصرف انرژی در صورت کاهش جریان هوا می‌شوند. در آب و هوای معتدل، تا 67 درصد از قدرت طراحی ممکن است در طول یک سال با فن های زمینی AUTO-VARIABLE صرفه جویی شود. بنابراین هاب های AUTO-VARIABLE هزینه اضافی خود را در حدود یک سال یا کمتر بازپرداخت می کنند.

هم لوورها و هم فن های AUTO-VARIABLE ممکن است به طور خودکار از طریق ابزاری کار کنند که دما یا فشار را در هدر خروجی حس می کند. برای موارد شدید کنترل دما، مانند جلوگیری از یخ زدگی در آب و هوای سرد در زمستان، یا جلوگیری از انجماد مواد با نقطه ریزش یا نقطه ذوب بالا، طرح های پیچیده تری در دسترس هستند.

کنترل های تکمیلی

کنترل‌های اضافی تر عبارتند از:

1. گردش مجدد داخلی

با استفاده از یک فن با گام ثابت که به سمت بالا می‌وزد و یک فن AUTO-VARIABLE که قابلیت گام منفی و در نتیجه دمیدن هوا به سمت پایین را دارد، می‌توان هوا را تا سردترین قسمت لوله‌ها خنک کرد و در نتیجه از یخ زدگی جلوگیری کرد. واحدهای بادکش اجباری معمولی دارای فن گام منفی در انتهای خروجی هستند، در حالی که واحدهای بادکش القایی دارای فن گام مثبت در انتهای خروجی هستند. در هوای گرم، هر دو فن می توانند به سمت بالا منفجر شوند.

2. گردش مجدد خارجی

این روش مثبت تری برای تعدیل هوای خنک کننده است، اما فقط در واحدهای بادکش اجباری عملی است. هوای داغ خروجی از بسته سیال داغ خارج می شود و وارد پلنوم بالایی می شود که توسط یک لوور پوشیده شده است. هنگامی که نیازی به گردش نیست، لوور بالایی کاملا باز است و هوای گرم شده از آن خارج می شود. هنگامی که دریچه بالایی تا حدی بسته می شود، مقداری از هوای گرم به مجرا منحرف می شود و از طریق آن به سمت پایین جریان می یابد و به ورودی فن باز می گردد و با مقداری هوای سرد محیط مخلوط می شود. یک سنسور میانگین دمای هوا در زیر بسته سیال داغ، مقدار هوای در گردش و بنابراین میانگین دمای هوای ورودی را با تغییر دهانه لوور را کنترل می کند.

3. جریان همزمان

چهار جریان با نقطه ریزش بالا، اغلب توصیه می شود با تنظیم جریان همزمان از دمای بالای دیواره لوله اطمینان حاصل شود، به طوری که سیال فرآیند دمای ورودی بالا با سردترین هوا در تماس باشد و سیال فرآیند خروجی با دمای پایین در تماس باشد.

4. کویل های گرمایش کمکی – بخار یا گلیکول

کویل های گرمایشی مستقیماً در زیر بسته ها قرار می گیرند. بستن یک لوور در بالای بسته سیال داغ به کویل گرمایش اجازه می دهد بسته را گرم کند یا آن را در هوای سرد گرم نگه دارد، به طوری که در هنگام راه اندازی یا خاموش کردن، مواد موجود در بسته جامد نشوند. همچنین گاهی اوقات از کویل های گرمایشی برای تلطیف هوای بسیار سرد به بسته ها در زمانی که فن کار می کند و دریچه اگزوز باز است استفاده می شود.

کنترل نویز

در سال های اخیر نگرانی ها در مورد سر و صدای صنعتی افزایش یافته است. از آنجایی که کولر هوایی در ابتدا یکی از تجهیزات اصلی آموزشگاه فنی نبوده است، تنها پس از کاهش مشارکت کنندگان جدی تر است که توجه بر کولر هوایی متمرکز شده است.

نویز کولر هوایی بیشتر در اثر ریزش گرداب پره فن و تلاطم هوا ایجاد می شود. سایر عوامل کاهش دهنده سرعت (درایوها یا چرخ دنده های گشتاور بالا) و موتور هستند. نویز عموماً حاصل از باند وسیعی است، به جز نویزهای باند باریک گاه به گاه که توسط موتور یا کاهنده سرعت یا در اثر تعامل بین این منابع و ساختار کولر هوایی ایجاد می شود.

شواهد این است که برای فن های کارآمد در سرعت نوک فن متوسط، این نویز متناسب با قدرت سوم سرعت نوک فن و با اولین توان اسب بخار مصرفی فن است. در حال حاضر کاملاً عملی و معمولاً مقرون به صرفه است که سطح فشار صوت را در 3 فوت زیر کولر هوایی تا 85 dB(A) کاهش دهیم.

اما در زیر 80 dB(A)، نویز درایوها غالب است و باید اقدامات خاصی انجام شود.

طراحی کولر هوایی برای مایعات ویسکوز

ضرایب فیلم برای جریان آرام در داخل لوله‌ها بسیار کم است و به همان اندازه ضرایب فیلم برای جریان هوا از بیرون لوله‌های خالی است. بنابراین، به طور کلی هیچ مزیتی در استفاده از پره ها در سمت هوا برای افزایش نرخ انتقال حرارت کلی وجود ندارد زیرا ضریب جریان آرام درونی کنترل کننده خواهد بود. بسته سیال داغ لوله برهنه با تعداد زیادی ردیف معمول است.

برای سیالات فرآیندی با ویسکوزیته خروجی تا 20 سانتی‌پوایز، می‌توان با استفاده از لوله‌های با قطر بزرگ و سرعت‌های بالا (تا 10 فوت در ثانیه) به عدد رینولدز در خروجی بالای 2000 عدد رینولدز بحرانی دست یافت و این عدد را حفظ کرد. جریان در منطقه گذار با این حال، این معمولا منجر به افت فشار 30 تا 100 psi می شود. با توجه به معایب طراحی برای جریان آرام، این افزایش افت فشار معمولاً توجیه اقتصادی دارد زیرا افزایش هزینه عملیاتی و سرمایه ای پمپ در مقایسه با کاهش هزینه مبدل آشفته ناچیز است. بزرگترین مشکل جریان آرام در لوله ها این است که جریان ذاتاً ناپایدار است. دلایل این امر را می توان با مقایسه افت فشار و ضریب انتقال حرارت برای جریان آشفته در مقابل جریان آرام، به عنوان تابعی از ویسکوزیته (μ) و سرعت جرم (G) نشان داد:

در یک مبدل حرارتی با هوا خنک، به دلیل توزیع ناقص جریان در سمت هوا به دلیل باد، یا به دلیل وجود ردیف‌های متعدد لوله در هر گذر، این احتمال وجود دارد که جریان از طریق برخی از لوله‌ها در یک گذر معین بیشتر از آن خنک شود. لوله های دیگر

در جریان آشفته، افت فشار آنقدر تابع ضعیف ویسکوزیته (قدرت 0.2) و تابعی قوی از سرعت جرم (1.8 توان) است، به طوری که جریان در لوله های سردتر باید فقط اندکی کاهش یابد تا افت فشار برابر باشد. مانند آنچه در لوله های داغ تر است. همچنین، با کاهش جریان و افزایش ویسکوزیته، ضریب انتقال حرارت به طور قابل توجهی کاهش می یابد (توان ویسکوزیته 0.47-، توان 0.8 G)، بنابراین بیش از حد خنک کننده خود اصلاح می شود.

با جریان آرام، افت فشار تابعی بسیار قوی تر از ویسکوزیته (توان 1.0) و تابع بسیار ضعیف تر از سرعت جرم (توان 1.0) است، بنابراین جریان در لوله های سردتر باید بسیار بیشتر کاهش یابد تا ویسکوزیته بالاتر جبران شود. ویسکوزیته هیدروکربن های سنگین معمولاً تابعی بسیار قوی از دما است، اما در جریان آرام، ضریب انتقال حرارت مستقل از ویسکوزیته است و فقط تابع ضعیفی از سرعت جرم (توان 0.33) است، بنابراین خود اصلاحی جریان آشفته وجود ندارد. . نتیجه این است که بسیاری از لوله ها عملاً مسدود می شوند و تعداد کمی از لوله ها بیشتر جریان را حمل می کنند. پایداری در نهایت در لوله‌های جریان بالا در نتیجه سرعت جرم بالا و افزایش آشفتگی حاصل می‌شود، اما از آنجایی که بسیاری از لوله‌ها جریان کمی دارند و خنک‌کننده کمی دارند، نتیجه همزمان افت فشار بالا و عملکرد کم است. نقطه ای که در آن به ثبات می رسد بستگی به شیب منحنی ویسکوزیته در مقابل دما دارد. سیالات با نقطه ریزش بالا ممکن است اکثر مبدل ها را به طور کامل وصل کنند. گاهی اوقات می توان با طراحی بسته های عمیق برای بهبود توزیع جریان هوا از این مشکل جلوگیری کرد.

بسته ها نباید بیش از یک ردیف در هر پاس داشته باشند و ترجیحاً باید حداقل دو پاس در هر ردیف داشته باشند، به طوری که مایع بین پاس ها مخلوط شود. هنگامی که سیال دارای ویسکوزیته بالا و نقطه ریزش زیاد است، دامنه های خنک کننده طولانی باید به مراحل تقسیم شوند. مبدل اول باید برای جریان آشفته طراحی شود، با دمای خروجی به اندازه ای بالا که عدد رینولدز خروجی بالای 2000 را حتی با دبی کاهش یافته تضمین کند. محدوده خنک‌کننده پایین‌تر را می‌توان در یک سیم پیچ سرپانتین (کویل متشکل از لوله‌ها یا لوله‌هایی که با خم‌های برگشتی 180 درجه متصل شده‌اند، با یک لوله در هر گذر) انجام داد. کویل سرپانتین با دمای پایین، البته باید توسط کانال‌های گردش هوای گرم خارجی از یخ زدگی محافظت شود.

سیستم‌های آب با حلقه بسته اغلب مقرون به صرفه‌تر هستند و به اندازه یک سیم پیچ سرپانتین مؤثر هستند. یک مبدل حرارتی پوسته و لوله، مایع چسبناک را در محدوده دمای پایین آن در سمت پوسته خنک می کند. آب مهار شده بین سمت لوله پوسته و لوله و یک کولر هوایی که در آن گرما به اتمسفر تخلیه می‌شود، گردش می‌کند.

برای سیالات چسبناکی که به طور مسئولانه تمیز هستند، مانند روغن روغن، می توان ضریب سمت لوله را بین چهار تا ده برابر افزایش داد، بدون افزایش افت فشار، با قرار دادن پروموتورهای آشفتگی و طراحی برای سرعت کمتر. سپس استفاده از باله های خارجی برای افزایش ضریب سمت هوا نیز مفید است. علاوه بر افزایش ضریب انتقال حرارت، پروموتورهای آشفتگی دارای این مزیت بزرگ هستند که افت فشار متناسب با توان 1.3 سرعت جرمی و تنها با توان 0.5 ویسکوزیته است، به طوری که جریان غیر گرمایی بسیار پایدارتر است. ساده ترین و احتمالاً مقرون به صرفه ترین پروموترها نوارهای چرخشی هستند، یک نوار مسطح که به شکل مارپیچ پیچیده شده است.

هزینه

قیمت تقریبی خرید هر فوت مربع سطح لوله  را به عنوان تابعی از کل سطح لوله  و تعداد ردیف های لوله ارائه میشود. قیمت ها تمام شده کارخانه است و شامل هزینه حمل و نقل یا صادرات نیست. قیمت ها بر اساس لوله های فولادی 1 اینچی OD X 12 BWG X 32 فوت با باله های آلومینیومی اکسترود شده، سربرگ های فولادی ساخته شده با شاخه های شانه فولادی، فشار طراحی 100 psig، موتورهای TEFC و درایوهای HTD است. فاکتورهای ضرب قیمت برای مواد مختلف لوله نیز باید در دسترس باشد.

از این منحنی ها می توان دریافت که قیمت هر فوت مربع برای نصب بیش از 7000 فوت مربع سطح لوله کمی متفاوت است. همچنین مشهود است که کاهش قیمت واحد به عنوان تابعی از تعداد ردیف‌های لوله به تدریج با افزایش تعداد ردیف‌ها کمتر می‌شود.

منبع:

https://files.chartindustries.com/hudson/BasicsofACHEBrochure-Web.pdf