Bazele termoenergeticii

Adrian BADEA Mihaela STAN Roxana PTRACU Horia NECULA George DARIE Petre BLAGA Lucian MIHESCU Paul ULMEANU

BAZELE TERMOENERGETICIIUniversitatea POLITEHNICA din Bucureti Facultatea de EnergeticFACULTAA TED E EN

E

RG

ET ICA

BU

C U R E ST I

Bucureti, 2003

Lucrarea, structurat n 5 capitole, i propune s prezinte principalele elemente ale Termoenergeticii. n acest sens n primele trei capitole sunt trecute n revist noiunile fundamentale de termodinamic (proprietile termodinamice ale corpurilor, principiile termodinamicii, diagramele entropice de stare), elementele de transfer de cldur i elementele caracteristice ale proceselor de ardere din instalaiile industriale. Capitolul patru este alocat prezentrii tipurilor i elementelor caracteristice instalaiilor i echipamentelor termice din contururile industriale: schimbtoare de cldur, instalaii de vaporizare, instalaii de uscare, instalaii cu ciclu invers, compresoare, pompe, ventilatoare, cuptoare, generatoare de abur, turbine i motoare termice. Ultimul capitol abordeaz probleme ale utilizrii energiei n contururile industriale: tipuri de surse de energie care alimenteaz aceste contururi, ageni purttori, tipuri de consumuri de energie termic i resursele energetice secundare. Lucrarea se adreseaz n special pregtirii cursanilor n vederea autorizrii n domeniul elaborrii i analizei bilanurilor termoenergetice.

Adrian BADEA Mihaela STAN Roxana PTRACU Horia NECULA George DARIE Petre BLAGA Lucian MIHESCU Paul ULMEANU

BAZELE TERMOENERGETICII

Bucureti, 2003

CUPRINS 1. NOIUNI FUNDAMENTALE DE TERMODINAMIC 1.1. Proprietile termodinamice ale corpurilor 1.1.1. Generaliti. Ecuaii i mrimi caracteristice ale fluidelor 1.1.2. Coeficieni termodinamici 1.1.3. Transformri termodinamice 1.2. Principiile termodinamicii 1.2.1. Principiul zero al termodinamicii 1.2.2. Principiul I al termodinamicii. Energia intern, cldura i lucrul mecanic 1.2.3. Principiul al II-lea al termodinamicii 1.2.4. Principiul al III-lea al termodinamicii 1.3. Diagrame entropice de stare 2. TRANSFERUL DE CLDUR 2.1. Consideraii generale 2.1.1. Definiii 2.1.2. Mrimi de baz 2.1.3. Analogia electric a transferului de cldur 2.2. Transferul de cldur prin conducie 2.2.1. Definiii, mecanisme 2.2.2. Condiii de determinare univoc a proceselor de conducie termic 2.2.3. Ecuaiile conduciei termice 2.2.4. Conducia termic unidirecional n regim constant 2.2.5. Rezistene termice de contact 2..3. Elemente de baz ale conveciei termice 2.4. Transferul de cldur bifazic 2.4.1. Transferul de cldur la fierbere 2.4.2. Transferul de cldur la condensare 2..5. Transferul de cldur prin radiaie 2.5.1. Definiii i noiuni de baz 2.5.2. Legile radiaiei termice 1 1 1 3 5 10 10 10 14 17 19 21 21 21 21 23 24 24 25 26 28 29 32 37 37 40 41 42 43

iv

Bazele termoenergeticii

2.5.3. Transferul de cldur prin radiaie ntre dou plci plane paralele, de suprafa foarte mare 2.5.4. Transferul de cldur prin radiaie ntre dou plci plane paralele cu ecrane de radiaie ntre ele. 2.5.5. Transferul de cldur prin radiaie n spaii nchise 2.5.6. Transferul de cldur prin radiaie ntre dou suprafee de form, mrime i poziie relativ oarecare 3. ELEMENTE CARACTERISTICE ALE PROCESELOR DE ARDERE N INSTALAIILE INDUSTRIALE 3.1. Tipuri de combustibili utilizai n instalaiile industriale proprieti termochimice 3.2. Arderea determinarea principalelor elemente ale arderii combustibililor 3.2.1. Elemente de calcul pentru arderea combustibililor (solizi, lichizi, gazoi) - coeficient de exces de aer, volume teoretice i reale de aer, gaze de ardere i vapori de ap 3.2.2. Diagrama arderii 3.3. Instalaii de ardere - caracteristici generale pentru diferite tipuri de combustibil (solizi, lichizi, gazoi) 4. INSTALAII I ECHIPAMENTE TERMICE DIN CONTURURILE INDUSTRIALE (ELEMENTE CARACTERISTICE) 4.1. Schimbtoare de cldur 4.1.1. Clasificarea schimbtoarelor de cldur 4.1.2. Ecuaiile de baz ale calculului termic 4.2. Instalaii de vaporizare 4.2.1. Noiuni generale 4.2.2. Tipuri constructive de vaporizatoare 4.3. Instalaii de uscare 4.3.1. Proprietile aerului umed i ale amestecurilor de aer i gaze de ardere 4.3.2. Tipuri constructive de instalaii de uscare 4.4. Instalatii cu ciclu invers 4.4.1. Instalatii frigorifice 4.4.2. Pompe de cldur

46 47 49 50 51 51 56 56

59 62 63

63 63 76 89 89 96 106 107 113 126 126 146

Cuprins

v

4.5. Compresoare, pompe, ventilatoare tipuri constructive, elemente i mrimi caracteritice 4.6. Instalaii de cuptoare 4.6.1. Schema general a construciei unui cuptor 4.6.2. Clasificarea cuptoarelor industriale 4.6.3. Principiile generale ale arderii combustibililor n cuptoare 4.6.4. Tipuri constructive de cuptoare industriale 4.7. Generatoare de abur 4.7.1. Schema de ansamblu 4.7.2. Combustibili utilizai n generatoarele de abur 4.7.3. Circuitul ap abur 4.7.4. Circuitul aer gaze de ardere 4.7.5. Analiza energetic a generatorului de abur 4.7.6. Generatoare de abur recuperatoare de cldur 4.8. Turbine 4.8.1. Turbine cu abur 4.8.2. Instalaii de turbine cu gaze 4.9. Centrale Diesel electrice 4.9.1. Caracteristici tehnici ale motorului Diesel. Selectarea tipului de motor i a capacitii acestuia 4.9.2. Bilanul termic al motorului Diesel. Rcirea motorului Diesel 5. SURSE I FORME DE ENERGIE, AGENI PURTTORI, DIN CONTURURILE INDUSTRIALE 5.1. Tipuri de surse de energie scheme de principiu, caracteristici generale 5.1.1. Aspecte generale privind cogenerarea i producerea separat a energiei electrice i termice 5.1.2. Clasificarea filierelor de cogenerare 5.1.3. Filiere de cogenerare caracteristici tehnice generale, scheme de principiu 5.1.4. Producerea cldurii n centrale termice (CT) caracteristici generale 5.1.5. Indicatori tehnici specifici filierelor de cogenerare

148 158 158 163 165 168 175 175 176 178 181 183 190 194 194 207 224 224 227 235 235 235 237 238 246 247

vi


5.1.6. Comparaia din punct de vedere tehnic ntre diverse soluii de cogenerare 5.2. Ageni purttori (abur, ap fierbinte, aer comprimat) caracteristici, parametri 5.2.1. Aspecte generale privind agenii termici purttori 5.2.2. Ageni termici utilizai pentru procesele de medie temperatur 5.2.3. Aspecte tehnice comparative ale utilizrii aburului i ai apei fierbini 5.2.4. Comparaia energetic ntre utilizarea aburului sau a apei fierbini ca ageni termici de transport 5.2.5. Aerul comprimat 5.3. Caracteristici ale consumurilor finale de energie termic 5.3.1. Tipuri, clasificri 5.3.2. Consumuri pentru realizarea i meninerea unor anumite condiii de munc i de via 5.3.3. Consumul de cldur tehnologic 5.3.4. Consumul total de cldur al unui sistem energetic industrial (SEI) 5.4. Resurse energetice secundare din contururile industriale 5.4.1. Aspecte generale privind recuperarea resurselor energetice secundare 5.4.2. Definiie, tipuri de r.e.s., caracteristici 5.4.3. Direcii de recuperare 5.4.4. Efectele recuperrii r.e.s. BIBLIOGRAFIE

248 252 252 253 253 255 256 258 258 260 273 277 278 278 279 283 287 289

1.1.1. 1.1.1.

NOIUNI FUNDAMENTALE DE TERMODINAMICPROPRIETILE TERMODINAMICE ALE CORPURILOR Generaliti. Ecuaii i mrimi caracteristice ale fluidelor

Termodinamica este tiina care se ocup cu studiul legilor de transformare a energiei, analizeaz micarea molecular din interiorul corpurilor i fenomenele determinate de aciunea particulelor elementare constitutive ale acestora. Principalele metode n studiul termodinamicii sunt: metoda fenomenologic si cea statistic. Metoda fenomenologic (macroscopic) studiaz proprietile generale, de ansamblu ale sistemelor fizice formate dintr-un numr finit de corpuri, pornind de la analiza proceselor macroscopice din natur, utiliznd cele trei principii fundamentale ale termodinamicii precum i rezultatele cercetrilor experimentale, fr ns a explica mecanismul proceselor moleculare care determin fenomenul. Metoda statistic (microscopic) ia n considerare structura molecular a corpurilor care se consider ca fiind formate dintr-un numr foarte mare de particule elementare, caracterizate printr-o mobilitate continu i aflate n interaciune reciproc. Legile fundamentale care stau la baza termodinamicii i care se vor analiza mai trziu, sunt reprezentate de: principiul zero al termodinamicii, care stabilete condiiile de echilibru termic dintre mai multe sisteme care interacioneaz; principiul I al termodinamicii, care exprim n esen echivalena formelor de energie i conservarea acesteia; principiul al II-lea al termodinamicii,care precizeaz sensul spontan de transformare a energiei i entropiei sistemelor; principiul al III-lea al termodinamicii, ce enun imposibilitatea atingerii punctului de zero absolut (anularea entropiei la temperatura de zero absolut).

Studiul termodinamic al unui corp ia n considerare corpul izolat fa de mediul nconjurtor. Sistemul termodinamic este compus din mai multe corpuri cu proprieti diferite i care se gsesc n interaciune (mecanic i termic) ntre ele. Aceste sisteme pot fi clasificate astfel: sisteme teromodinamice izolate - nu schimb cu mediul exterior nici cldur i nici lucru mecanic; sistem termodinamic rigid - ntre el i mediul ambiant are loc numai schimb de cldur;

2


-

sistem adiabatic - schimb cu mediul ambiant numai lucru mecanic.

Starea energetic a unui sistem termodinamic este determinat prin natura, masa i energia corpurilor componente, de condiiile lui interioare i de cele ale mediului exterior. Starea de echilibru termodinamic se stabilete atunci cnd sistemul aflndu-se n condiii exterioare invariabile, condiiile lui interioare se menin constante n timp, adic proprietile macrofizice nu prezint variaii. Aceste mrimi macrofizice cu ajutorul crora se poate preciza starea de echilibru termodinamic a unui sistem se numesc parametri de stare. La rndul lor parametrii de stare se mpart n dou categorii: parametri intensivi: independeni de masa sistemului, temperatura (T) i presiunea (p); parametri extensivi: dependeni de masa sistemului, volumul (V).

Starea de echilibru termodinamic a unui sistem omogen cu n componeni poate fi precizat n mod univoc prin valorile a (n+2) parametri, care pot fi cantitile celor n corpuri, presiunea i volumul sistemului. Astfel, starea termodinamic a unui sistem omogen i izotrop este precizat prin masa m a sistemului, presiunea p i volumul V pe care-l ocup acesta. Oricare alt mrime de stare printre care i temperatura T se poate exprima printr-o funcie de aceti parametri, numit ecuaie caracteristic de stare:

f (m, p, V , T ) = 0

(1.1)

Avnd n vedere c masa m i volumul corpului V sunt legate prin volumul specific v = V/m, ecuaia caracteristic de stare devine: f ( p, v, T ) = 0 (1.2)

Relaia (1.2) poate fi explicitat ca o funcie de dou variabile independente dintre cele trei i anume: v = v ( p, T ) ; p = p (v, T ) ; T = T ( p , v ) (1.3)

Astfel, o transformare infinit mic prin care un fluid trece de la o stare iniial, definit de parametrii (p,v,T) la una nvecinat caracterizat prin (p+dp , v+dv i T+dT) este caracterizat prin variaiile de volum specific dv i de presiune dp, obinute prin diferenierea primelor dou funcii din relaia (1.3): v v dv = d p + dT, p T p T p p d p = dv + dT v T T v Explicitnd difereniala lui dp din prima relaie din (1.4), rezult:

(1.4)

Noiuni fundamentale de termodinamic

3

dp=

1 v p T

dv

v T p v p T

dT

(1.5)

Identificnd acum coeficienii lui dv i dT din relaiile (1.4) i (1.5), rezult condiiile de echivalen: v p v p v ; = = 1; p T v p T v T T T p v p T p T v = 1 p v T 1.1.2. Coeficieni termodinamici

(1.6)

Derivatele pariale din relaia (1.6) au semnificaii fizice simple i reprezint coeficienii termodinamici ai corpurilor. Principalii coeficieni termodinamici sunt: - Coeficientul de dilatare termic liniar l pentru corpurile solide, definit ca variaia relativ a lungimii pentru fiecare grad de cretere a temperaturii:l = 1 dl l dT 1 K

(1.7)

- Coeficientul de compresibilitate izocor (elasticitate termic), ce reprezint variaia presiunii corpului, raportat la presiunea iniial, odat cu variaia temperaturii, dac volumul este meninut constant:=

1 p p T v

1 K

(1.8)

- Coeficientul real de dilatare volumic , definit ca variaia volumului corpului, raportat la volumul iniial, nclzit cu dT la presiune constant:1 v = v T p 1 K

(1.9)

La corpurile omogene solide, = 3l, iar pentru gazul perfect aflat n condiii normale fizice: = 1/273,15 = 0,366 .10-2 [1/K]. Pentru o cretere finit de temperatur T, creia i corespunde o cretere finit de volum v, se definete coeficientul mediu de dilatare volumic:

4


=

1 v v T

1 K

(1.10)

- Coeficientul de compresibilitate izotermic caracterizeaz proprietatea corpului de a-i modifica volumul odat cu modificarea presiunii, dac temperatura se menine constant:

1 v 1 dv = = p v T vdp

(1.11)

Substituind expresiile de definiie din relaiile (1.8), (1.9) i (1.11) rezult relaia de interdependen a coeficienilor termodinamici: = p (1.12)

Relaia (1.12) poate fi reprezentat i ntr-un sistem de coordonate carteziene triortogonal drept, cu axele p,v,T sub forma unei suprafee termodinamice (fig.1.1.).p p1 p2 1 2

T1 V1 V2

T2

T

V Fig. 1.1. Reprezentarea grafic a suprafeei termodinamice

Deoarece reprezentarea proceselor n diagrama triortogonal prezint unele inconveniente, se utilizeaz mult mai des n practic reprezentrile n plan, numite diagrame de stare de tipul : p-V; p-T; V-T etc. Studiul termodinamicii se bazeaz pe dou postulate fundamentale, care se enun astfel: Postulatul I : un sistem izolat ajunge ntotdeauna n timp, ntr-o stare de echilibru termodinamic intern i nu poate iei niciodat de la sine din acest stare. Postulatul al II-lea : toi parametrii interni ai unui sistem aflat n echilibru termodinamic sunt funcii de parametrii externi i de energia sistemului.


5

1.1.3.

Transformri termodinamice

Transformarea termodinamic de stare reprezint trecerea unui sistem dintr-o stare de echilibru n alta, atunci cnd se modific condiiile exterioare ale acestuia, provocndu-se astfel un schimb de energie. Cu alte cuvinte, transformarea de stare este un proces de trecere de la o stare de echilibru la alta prin parcurgerea unei succesiuni ordonate de stri, caracterizate prin valori precise ale mrimilor de stare. Pentru a putea face analiza principalelor transformri termodinamice este necesar a se aminti unele noiuni i legi generale legate de chimia substanei i anume: Unitatea atomic de mas (notat u sau u.a.m ) este egal cu a 12- parte din masa unui atom al izotopului de carbon 12 C (1u = 1,66.10-27 kg); 6 Masa atomic relativ sau prescurtat masa atomic, reprezint numrul care arat de cte ori masa unui atom dintr-o substan este mai mare dect unitatea atomic de mas; Molul (mol) reprezint cantitatea de substan a crei mas, exprimat n grame, este numeric egal cu masa atomic relativ a substanei respective. Se utilizeaz frecvent un multiplu al acestuia :1 kmol = 103 mol; Legea lui Avogadro : numrul de molecule cuprins ntr-un mol este acelai, indiferent de natura substanei i egal cu numrul lui Avogadro (NA): NA = 6,023.1023 molecule/mol = 6,023.1026 molecule/kmol; Volumul molar V este acelai pentru un mol de gaz oarecare, n aceleai comdiii de presiune i temperatur. Pentru condiiile normale fizice (t = 0C i p = 101325 Pa) volumul molar are valoarea, determinat experimental : V0 = 22,42 l/mol (m3/kmol) Numrul lui Loschmidt no sau concentraia de molecule pe m3 este acelai pentru orice gaz n condiii de presiune i temperatur constante: n0 = NA 2,7 10 25 molecule V 0

Transformrile se numesc cvasistatice, dac parametrii de stare variaz n timp att de lent nct, la orice moment, sistemul s poat fi considerat n echilibru. n fig 1.2., ntre starea iniial 1 i final 2, sistemul trece printr-o infinitate de stri de echilibru. Teoretic, procesul cvasistatic 1-2 dureaz un timp infinit, pentru a-i pstra strile intermediare n echilibru termodinamic.

6 p


2

1 V Fig. 1.2. Reprezentarea unui proces cvasistatic n diagrama p V

Procesele naturale nu sunt procese cvasistatice, dar noiunea este o abstracie tiinific, util pentru nelegerea esenei fenomenelor reale. Transformrile n urma crora sistemul termodinamic trece dintr-o stare iniial de echilibru ntr-o stare final de echilibru, fr a trece succesiv prin stri intermediare de echilibru se numesc transformri necvasistatice i nu pot fi reprezentate grafic. Transformarea se numete ciclic dac starea final a sistemului termodinamic coincide cu starea sa iniial, dup parcurgerea altor stri intermediare diferite (fig. 1.3.)p 2 p 2 3

1 V

1

4 V

Fig. 1.3. Procese ciclice n diagrama p-V

Transformarea reversibil este prin definiie, o transformare n care, n urma schimbrii semnului de variaie al parametrilor de stare, sistemul evolueaz de la starea final la starea iniial, trecnd prin aceleai stri intermediare de echilibru prin care a trecut n transformarea primar de la starea iniial la starea final. Transformarea ireversibil este orice transformare care nu este reversibil. Transformrile necvasistatice sunt transformri ireversibile. De asemenea toate transformrile din natur sunt ireversibile, adic se desfoar ntr-un anumit sens i nu se pot rentoarce de la sine (n sens opus) fr consum energetic din exterior. n cele ce urmeaz se vor prezenta pe scurt principalele transformri simple ale gazului perfect, transformri care stau la baza nelegerii comportrii fluidelor reale din instalaiile termoenergetice. Gazul perfect este o substan ipotetic incompresibil, constituit din molecule de form sferic, perfect elastice de volum


7

neglijabil, lipsite de coeziune, aflate la mare distan ntre ele i care interacioneaz numai prin ciocniri i transmiteri de impulsuri. n micarea lor dezordonat au o micare rectilinie i uniform, pn la ciocnirea cu alte molecule, iar cldurile specifice cp i cv sunt considerate constante, independent de presiune i temperatur. De asemenea, gazul perfect nu are vscozitate, i pstreaz proprietile indiferent de variaiile de presiune i temperatur, iar n vecintatea temperaturii de zero absolut nu se lichefiaz, volumul su tinznd spre zero. Gazele reale prezint abateri fa de comportarea gazului perfect n special datorit coeficientului de compresibilitate, dar vaporii i aerul la presiuni foarte mici i temperaturi foarte ridicate se apropie de gazul perfect. Gazul perfect se supune urmtoarelor legi, deduse experimental : Legea Boyle-Mariotte sau transformrii izoterme (T=ct), arat c volumele ocupate de o aceeai mas de gaz perfect sunt invers proporionale cu presiunile suportate de el, adic:

V1 p = 2 V2 p1

sau

pV = f (T ) = ct

(1.13)

n diagrama p-V funcia de temperatur este o hiperbol echilater, iar curbele mai deprtate de origine sunt carateristice temperaturilor mai ridicate (fig.1.4.)p T3>T2 T2>T1 T1 Tcrete

V Fig. 1.4. Reprezentarea izotermelor n diagrama p-V

Legea lui Gay Lussac sau a transformrii izobare (p = ct), arat c la presiune constant volumele aceleiai cantiti de gaz perfect sunt direct proporionale cu temperaturile absolute ale gazului, adic : V1 T1 = V2 T2 sau V = f ( p) = ct T(1.14)

Variaia de volum V a gazului, ntre starea iniial V0 la temperatuta t0=0C i starea final V la temperatura t este :

V = V V0 = V0 t

(1.15)

8


unde: este coeficientul de dilatare izobar, care este egal cu: =1/273,15=0.003661C-1. n diagrama p-V ecuaia izobarei este o dreapt paralel cu abscisa, iar n diagrama V-T o dreapt care pornete din origine i are coeficientul unghiular V0 (fig.1.5.).p p2=p1 1 2 V p crete p3 ts)

La curgerea forat a lichidelor n fierbere nucleic prin evi, lichidul fiind la saturaie, coeficientul de convecie se poate calcula cu urmtoarele formule : a) Relaia aproximativ a lui Kutateladze :2 = 2fn + cf [W/(m2C)],

(2.28)

unde: fn este coeficientul de schimb de cldur la fierberea nucleic n volum mare, n W/(m2 C), cf - coeficientul de schimb de cldur n convecia forat monofazic lichid, n W/(m2C). b) Relaiile mai precise ale lui Labunov : - dac fn / cf 0,5, = cf ; 4 cf + fn 5 cf fn ; (2.29) (2.30)

- dac 0,5 < fn / cf < 2, = cf

40


- dac fn / cf 2, = fn .

(2.31)

2.4.2.

Transferul de cldur la condensare

Condensarea este procesul de schimb de cldur prin care se produce transformarea vaporilor n lichid, proces care se desfoar izoterm i izobar. Cel mai frecvent proces de condensare are loc pe o suprafa de schimb de cldur cu temperatura tp mai mic dect temperatura de saturaie a vaporilor (tp < ts). Dup modul de formare a fazei lichide pe suprafaa de schimb de cldur, se deosebesc dou tipuri principale de condensare: pelicular i nucleic.Condensarea pelicular apare n cazul n care condensatul format ud suprafaa de schimb de cldur, pe care se formeaz o pelicul continu de lichid, care, sub aciunea forelor gravitaionale i de frecare, se deplaseaz descendent pe suprafa, mrindu-i grosimea. Este procesul de condensare tipic pentru aplicaiile tehnice.

Curgerea peliculei de condensat poate fi : - laminar, obinut pentru perei cu nlime mic i pentru debite specifice de condensat mai reduse; transferul de cldur se realizeaz, n principal, prin conducie termic prin pelicula de condensat ; - turbulent, obinut pentru perei cu nlime mare i pentru debite specifice de condensat ridicate; transferul de cldur se intensific datorit apariiei unor procese turbulente-difuzive care amestec mai bine condensatul n pelicul. Curgerea turbulent a peliculei apare rar la condensarea pe evi orizontale, ea realizndu-se, de obicei, pe poriunea inferioar a suprafeelor verticale. Stabilirea regimului de curgere a peliculei se face n funcie de criteriul Reynolds sau de lungimea raportat Z a peliculei, calculate cu relaiile lui Labunov: Re = t s t p l (4 / rv ) = t s t p lB; Z = t s t p l g / v 2 ( / rv ) = t s t p lA;

(

)

(

)

(2.32)

(

)(

)

(

)

(2.33) ( 2.34)

A = g / v 2 ( / rv )[1 /( m C )]; B = 4 / rv [m/W],

(

)

n care: este coeficientul mediu de convecie la condensare, n W/(m2C) ; ts, tp temperatura de saturaie, respectiv, a suprafeei de schimb de cldur, n C; l lungime caracteristic (pentru suprafee verticale l = H, unde H este nlimea suprafeei, iar pentru evi orizontale l = R, R fiind raza evii), n m; , v, conductivitatea termic, vscozitatea cinematic, respectiv, densitatea condensatului la temperatura de saturaie ts n W/(m C), m2/s, kg/m3; r - cldura latent de condensare la temperatura ts, n J/kg. Pentru evi orizontale curgerea peliculei de condensat este laminar pn la valorile Recr = 3 200 sau Zcr = 3 900, iar pentru suprafee verticale pn la valorile Recr = l 600 sau Zcr = 2 300; peste aceste valori curgerea peliculei devine turbulent.

Transferul de cldur

41

Mrimile dimensionale A i B depind exclusiv de proprietile fizice ale fluidului considerat, putnd fi calculate n funcie de temperatura de saturaie ts. n tabelul 2.8 se dau valorile lui A i B pentru ap.Condensarea nucleic (cu picturi) apare n cazul n care condensatul nu ud suprafaa de schimb de cldur. Pe suprafa, n centre de condensare, se formeaz picturi, care se mresc i se desprind de suprafa sub aciunea forelor de gravitaie. n acest proces, greu de realizat i meninut n practic se obin coeficieni de convecie mari.

Tabelul 2.8Valorile mrimilor A i B din relaiile (2.32 ) i (2.33 ) pentru ap

ts, C 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 1402.5

A, l/(mC) 5,16 7,88 11,4 15,6 20,9 27,1 34,5 42,7 51,5 60,7 70,3 82,0 94,0

B103, m /W 1,62 2,06 2,54 3,06 3,62 4,22 4,88 5,57 6,28 6,95 7,65 8,47 9,29

ts, C 170 180 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 290

A, l/(mC) 136 150 167 182 197 . 218 227 246 264 278 296 312 336

B103, m /W 12,04 12,90 14,02 15,05 16,08 17,63 18,40 19,78 21,32 22,70 24,42 26,31 28,72

TRANSFERUL DE CLDUR PRIN RADIAIE

Prin transferul de cldur radiant sau radiaie termic se nelege transportul de cldur de la un corp la altul prin unde electromagnetice, cu condiia ca mediul ce le separ s fie transparent pentru radiaiile termice ( = 0,8 400m). Mecanismul intim al transferului de cldur radiant const n transformarea unei pri a energiei interne a corpului n energie radiant, care se propag sub form de unde electromagnetice n spaiu i care ntlnind cellalt corp, se transform n energie termic la zona de contact cu el [2.3]. Pe baza interpretrii date de Planck, prin noiunea de cuant de energie, orice corp omogen, n orice stare de agregare cu T > 0 K, emite radiaii electromagnetice a cror intensitate de emisie este proporional cu temperatura. Aceast emisie se datorete scoaterii electronilor de pe orbita atomilor prin ocurile intermoleculare, electroni care, trecnd pe alt orbit, elibereaz sub form de unde electromagnetice energie de oc, ceea ce determin scderea temperaturii lui.

42


Invers, orice corp care primete un oc energetic sub form de und electromagnetic i ridic temperatura, datorit procesului de mutare a electronilor de pe o orbit pe alta, sub aciunea acestui oc.2.5.1 Definiii i noiuni de baz

Puterea total de emisie reprezint energia total radiat, E, de unitatea de suprafa a unui corp, n unitatea de timp, pe toate lungimile de und, exprimat n W/m2. Energia radiat total inciden pe suprafaa unui corp se distribuie sub form de energie absorbit, energic reflectat i energie difuzat. Analitic se poate exprima sub forma :

E = ER + ED +EA sau

[W/m2]

(2.35)

ER ED E A + + =1 E E E ER ED EA = R; = D; = A; E E E R + D + A =1

(2.36)

n care: A este coeficientul de absorbie al suprafeei corpului respectiv; R coeficientul de reflexie; D coeficientul de difuzie. Coeficienii A, R i D pot lua valori ntre 0 i l, n funcie de natura corpului, starea suprafeei, temperatur i spectrul radiaiei incidente. Din punct de vedere al acestor coeficieni, corpurile se mpart n : Corp negru absolut absoarbe toate radiaiile incidente pe toate lungimile de und. n acest caz, A = l; R = D = 0; Corp alb absolut reflect toate radiaiile incidente, pe toate lungimile de und. n acest caz, R = l ; A = D = 0; Corp diaterm perfect transparent pentru toate radiaiile incidente, pe toate lungimile de und. n acest caz, D = l ; A = R = 0; Corp cenuiu absoarbe i reflect radiaiile incidente n anumite proporii, pe toate lungimile de und. n acest caz, A + R = 1, D = 0; Corp colorat absoarbe selectiv radiaia inciden pe anumite lungimi de und. A + R =1; D = 0.Suprafa lucie este suprafaa care reflect radiaiile incidente ntr-o direcie determinat, unghiul de inciden fiind egal cu unghiul de reflecie. Suprafa mat este suprafaa care reflect radiaiile incidente n toate direciile.

Transferul de cldur

43

Radiaia monocromatic corespunde unei anumite frecvene de oscilaie, v, sau unei anumite lungimi de unda Radiaia integral cuprinde ntregul spectru de radiaie, cu variind ntre 0 i . Radiaiile termice cuprinse ntre lungimile de und 410-2 410-5 cm respect legile radiaiei luminoase, deci se reflect, se refract sau sunt absorbite. Factorul de emisie, c, este raportul dintre puterea total de emisie a unui corp oarecare E i puterea total de emisie a corpului negru E0 :

e=

E [W/m3] E0

(2.37)

Intensitatea de radiaie, I, reprezint energia radiat de unitatea de suprafa a unui corp, n unitatea de timp, pe o anumit lungime de und :I = dE [W/m3] d

(2.38)

Puterea total de emisie a unui corp, E, se poate determina din relaia (2.38), dac se cunoate legea de distribuie a energiei de radiaie n funcie de lungimea de und :

E = dE = I d [W/m2]0 0

(2.39)

2.5.2.

Legile radiaiei termice

a) Legea lui Planck reprezint legea de distribuie a intensitii de radiaie, I, n funcie de lungimea de und, , pentru corpul negru absolut, la diferite temperaturi (fig.2.5), exprimat prin relaia:

c I = 2 5

c2 e T 1 [W/m3]

1

(2.40)

n care : C1 este prima constant a lui Planck, Cl = 0,374 10-15 Wm3; C2 a doua constant a lui Planck, C2= l ,4388 10-2m K; lungimea de und, n m ; T temperatura absolut, n K. Din legea lui Planck rezult c, intensitatea de radiaie crete iniial cu ridicarea temperaturii si c prezint un maxim pentru fiecare temperatur T, apoi scade. b) Legea lui Reyleigh-Jeans. Legea lui Planck are dou cazuri extreme n care forma sa analitic se simplific. Primul caz corespunde valorilor foarte mari ale lungimilor de und, pentru care termenul T >> C2 i ca urmare, C2/(T) T2, cldura schimbat prin radiaie ntre cele dou plci se determin cu ajutorul Legii lui Stefan-Boltzmann :

T 4 T 4 T 4 T 4 q1 2 = A12 C 0 1 2 = C12 1 2 [W/m2] 100 100 100 100 n care:

(2.50)

Transferul de cldur

47

A12 =

1 ; 1 1 + 1 A1 A2

C12

1 = 1 1 1 + + C1 C 2 C 0

coeficient mutual de absorbtiei coeficient mutual de radiatie

(2.51)

innd seama c: C1 = 1C0=A1C0 i C2 = 2C0 = A2C0 se poate scrie:12 = 1 factorul mutual de emisie 1 1 + 1 1 2 (2.52)

i

T 4 T 4 T 4 T 4 q12 = C12 1 2 = 12 C 0 1 2 100 100 100 100

(2.53)

Fig. 2.6. Schimbul de cldur prin radiaie ntre dou plci plane paralele.

2.5.4

Transferul de cldur prin radiaie ntre dou plci plane paralele cu ecrane de radiaie ntre ele.

Fie T1, T2, TE temperaturile absolute ale plcii 1, plcii 2 i respectiv a ecranului E care nu este cunoscut (fig. 2.7). De obicei, ecranul este considerat ca un perete foarte subire cu o rezisten termic conductiv neglijabil. n regim staionar, fluxul de cldur transferat este constant:

48


q12 = q1E = q E 2 Prin urmare : T 4 T 4 T 4 T 4 E 1 q12 = C1E = C E 2 E 2 [W/m2] 100 100 100 100 de unde se determin temperatura necunoscut TE: T T C1E 1 C E 2 2 4 TE 100 100 = C1E + C E 2 100 4 4 4

(2.54)

(2.55)

(2.56)

T nlocuind termenul E din relaia (2.55) cu expresia corespunztoare din 100 (2.56), se obine: C C q12 = 1E E 2 C1E + C E 2 T 4 T 4 T 4 T 4 1 2 = C1, E , 2 1 2 100 100 100 100 (2.57)

n care: C1,E,2 este coeficientul mutual de radiaie;

1,E,2 factorul mutual de emisie ntre plcile l i 2 n prezena unui ecran deradiaie.C1, E , 2 = 1, E , 2 = C1E C E 2 C1E + C E 2 1 1 1, E + 1 E ,2 [W /(m 2 K 4 )]

(2.58)

Cnd, 1 = 1,E = E,2 = 2, se obine: 1, E , 2 = 1 2 (2.59)

n cazul n care ntre cele dou plci sunt intercalate mai multe ecrane, calculul se desfoar n mod similar, obinndu-se:1, E1 , E2 ....En , 2 = q1, E1 , E2 ....En , 2 1 n +1 1 q12 = n +1 2 [W / m ]

(2.60)

unde q12 este fluxul termo-radiant transferat ntre cele dou plci n absena ecranelor.

Transferul de cldur

49

Fig. 2.7. Schimbul de cldur prin radiaie ntre dou

2.5.5.

Transferul de cldur prin radiaie n spaii nchise

Se consider o suprafa nchis cu coeficientul de absorbie A1 suprafaa S1 i temperatura absolut T1, nconjurat de o suprafa cu caracteristicile A2, S2, T2, unde T2 < T1 (fig. 2.8).

Fig. 2.8. Schimbul de cldur prin radiaie ntre dou suprafee nchise, una condiionnd-o pe cealalt.

Schimbul de cldur prin radiaie ntre cele dou suprafee este dat de relaia : T 4 T 4 T 4 T 4 1 2 Q12 = A12 C 0 S1 = C12 S1 1 2 [W] 100 100 100 100 n care: A12 = 1 A1 1 C1 1 ; 1 S + 1 1 S 2 A2 1 S1 1 1 + S 2 C2 C0 (2.61 )

(2.62)

C12 =

50


au aceeai semnificaie ca n relaia (2.55).2.5.6 Transferul de cldur prin radiaie ntre dou suprafee de form, mrime i poziie relativ oarecare

Aplicnd legea lui Lambert n cazul a dou suprafee oarecare, caracterizate de A1, S1, T1i respectiv A2, S2, T2, se obine: T 4 T 4 Q12 = A1 A2 C 0 S c 1 2 1 2 [W] 100 100 (2.63)

unde : Sc este suprafaa de schimb de cldur de calcul, n m2; 12 coeficientul unghiular mediu, determinat n funcie de forma, dimensiunile, dispoziia reciproc i distana ntre suprafee. n tabelul 2.9 sunt prezentate relaii de calcul pentru calculul suprafeei raportate i coeficienilor unghiulari medii de radiaie. Tabelul 2.9Relaii pentru calculul suprafeei raportate i al coeficienilor unghiulari medii de radiaie Forma i tipul de aezare relativ a suprafeelor 1 Dou suprafee formnd sisteme nchise. Suprafaa mai mic nu prezint concaviti. Dou suprafee formnd sisteme nchise. Suprafaa mai mic are concaviti Suprafaa de radiaie raportat i coeficienii medii unghiulari de radiaie 3 S 12 = 1; 21 = 1 ; S2

Nr. crt. 0 1

Schema 22 1 2

S12 = S1

2

12 =D 11 2

2

D S1

3

Doi perei paralei cu dimensiuni mari fa de distana dintre ei.

1 2

D ; S12 = D S2 D suprafaa nfurtoare a suprafeei concave 12 = 21 = 1; S12 = S1 = S2 21 =

Transferul de cldur

51

continuare tabel 2.90 4 1 Trei suprafee formnd un contur nchis. 21 3

3 12 = S12 S S 1 1 + 2 3 ; 2 S1 S1 1 = (S1 + S 2 S 3 ) 2

2

5

Patru suprafee formnd un contur nchis.

3 1 D1 4 D2 2

S 12 = S 13 S14

1 (D1 + D2 S 3 S 4 ); 2 1 = (S1 + S 3 D1 ); 2 1 = (S1 + S 4 D 2 ) 21 1 XY BC ln X + Y 1 +

6

Dou suprafee dreptunghiulare identice dispuse paralel.a

12 =c b S1

+ +

C 2 X + ctg B X

S2

B 2 X ctg C Y 2 2 ctgB ctgC C B

unde: B=b/a;C=c/a;X=1+B2; Y =1+C2 7 Dou suprafee dreptunghiulare dispuse perpendicular una pe cealalt.S2 S1 a

12 =

1 x B

1 (1 + B 2 )(1 + C 2 ) x ln 2 2 4 1 + B + C c b

B 2 (1 + B 2 + C 2 ) (1 + B 2 )( B 2 + C 2 ) C 2 (1 + B 2 + C 2 ) (1 + C 2 )( B 2 + C 2 )

B2

C2

+

1 1 + Bctg + Cctg B C 1 B 2 + C 2 ctg 2 2 B + C

unde B = b/a; C = c/a

52


continuare tabel 2.90 8 1 Dou discuri circulare paralele. 2S2 c a S1 b

312 =1 X X 2 4B2C2 2 2B

9

Doi cilindri infinii paraleli.a

2ba

unde: b c B = ;C = ; a a 2 X = 1+ B + C2 2 12 = B 2 1 + 1 + cos ec B B unde: b B= a

S1

S2

10

Dou sfere concentrice.

S2a b

S1

12

a = b

2

21 = 1; 1112 =

a = 1 b

2

11

O sfer amplasat coaxial deasupra unui disc.

S1 c a S2

1 1 1 2 1 + (a / c) 2

12

O suprafa plan infinit i un rnd de evi.

12 = 1 1 (a / b) 2 + a arctg (b / a ) 2 1 ; b 2 1 b b 21 = + 1 + a a +a S12 b + arctg 1; a S12 = 12b = 21a; S12 se refer la o eav cu lungimea de 1 m

S2

Transferul de cldur

53

Caracteristica relativ de absorbie a stratului poate fi determinat sub forma: a =0 I I 0 I

= 1 k1

(2.64)

i are sensul unui factor de emisie a mediului absorbant.

3.3.1.

ELEMENTE CARACTERISTICE ALE PROCESELOR DE ARDERE N INSTALAIILE INDUSTRIALETIPURI DE COMBUSTIBILI UTILIZAI N INSTALAIILE INDUSTRIALE PROPRIETI TERMOCHIMICE

Compoziia combustibililor solizi Complexul de substane ce formeaz un combustibil solid este format din: masa organic, ce este alctuit din substane n a cror constituie intr carbonul, hidrogenul, oxigenul, azotul i sulful; masa anorganic, format din substanele minerale; umiditatea.

Dac la masa organic se ia n considerare i sulful combustibil din masa anorganic, se obine masa combustibil. Deoarece, masa mineral se obine prin calcinarea crbunelui la 815 25C, aceasta mai poart numele i de cenu. Suma dintre masa mineral i umiditate formeaz balastul crbunelui. Compoziia i proprietile masei organice variaz cu vrsta geologic, o dat cu creterea vrstei, cantitatea de carbon i puterea calorific crescnd. Sulful se compune din sulful organic (aflat n combinaiile masei organice) i din sulful mineral (sulfurile ard i de aceea sulful combustibil conine sulful organic i cel din sulfuri, sulfaii fiind ataai masei minerale). Umiditatea crbunilor se mparte n dou categorii: umiditatea de mbibaie (superficial sau extern); se pierde prin uscarea crbunelui n aer liber pn la greutate constant, sau n etuv la o temperatur maxim de 45C; umiditatea higroscopic (coloidal, interioar). Reprezint apa rmas n crbune dup ndeprtarea umiditii de mbibaie i se determin prin uscarea n etuv la 105C a unei probe, ce a fost n prealabil supus ndeprtrii umiditii de mbibaie.

-

Suma celor dou umiditi, formeaz umiditatea total a crbunelui.

Elemente caracteristice ale proceselor de ardere n instalaiile industriale

55

A Cenu

C H Masa organic Crbune fix cocs

N

O

S

W Umiditate

Materii volatile

Fig. 3.1. Reprezentarea schematic a analizei imediate a combustibililor solizi

Strile de referin ale combustibililor solizi Conform STAS 298-69, combustibilii solizi pot avea urmtoarele stri: starea iniial (simbolizat prin ataarea indicelui superior i). Definete combustibilul n condiiile de zcmnt (dare n folosin). Combustibilul conine umiditatea total; proba pentru analiz (indice superior a), reprezint proba de combustibil cu granulaia sub 0,2 mm, coninnd numai umiditatea probei pentru analiz, o parte sau ntreaga umiditate de mbibaie nemaiexistnd; starea anhidr (combustibil anhidru-simbol anh), reprezint cazul combustibilului lipsit de umiditate; starea (masa) combustibil aparent (simbol mc), reprezint cazul combustibilului anhidru i fr cenu; starea (masa) combustibil real (simbol mr), reprezint cazul combustibilului anhidru i fr mas mineral, dar coninnd sulful din sulfuri; starea (masa) organic (indice 0), reprezint cazul combustibilului anhidru i fr mas mineral.

-

-

-

Analiza elementar (STAS 398-69), evideniaz un combustibil solid sub forma a cinci elemente (carbon - C, hidrogen - H, oxigen - O, sulf - S, azot - N) i a dou substane (apa i cenua) prin exprimare n procente masice:i C i + H i + O i + N i + S c + A i + Wt i = 100,%

(3.1)

Cu Sc s-a notat sulful combustibil, ce reprezint suma dintre sulful organic S0 i sulful din sulfuri S s .i i S c = S o + S si ,%

(3.2)

Wti reprezint umiditatea total i este suma dintre umiditatea de mbibaie Wti icea higroscopic Whi .

56


Wt i = Wi i + Whi ; C a + H a + O a + N a + S ca + A a + Waa = 100,% ;o C o + H o + O o + N o + S o = 100,% ;

La variaia coninutului de umiditate, cenu i balast, factorii pentru calculul componentelor analizei elementare din starea a doua fa de starea iniial sunt, respectiv:f12 = 100 Wt i2 100 A i2 100 Wt i2 A i2 ; ; 100 Wt i1 100 A i1 100 Wt i1 A i1 (3.3)

Factorii la recalculare, permit i trecerea analizei elementare de la starea 1, la starea 2. C i2 = C i1 f1 2 ; H i2 = H i1 f1 2 , K Combustibilii lichizi n scopuri energetice se utilizeaz pcura, combustibilii lichizi uori, dar i deeuri lichide (uleiuri, gudroane, leii, etc.). Combustibilul lichid uor (STAS 54-80) este un amestec de pcur cu motorin. Pcura (STAS 50-83), prezint avantajul unei puteri calorifice inferioare ridicate (circa 40000 kJ/kg), poate fi uor transportat i stocat, iar n urma arderii nu produce cenu ca element de poluare. Pcura prezint ns dezavantajul necesitii unei prenclziri pentru manipulare (40-60C), a unei prenclziri mai puternice pentru pulverizare (pn la max. 160C) i dac conine sulf, apariia coroziunii de joas temperatur i a polurii cu SO2 i SO3. Coninutul de V2O5 din cenua pcurilor produce un alt efect nedorit, coroziunea de nalt temperatur. Un combustibil lichid uor se prezint prin analiza elementar (similar combustibililor solizi):i C i + H i + S c + Oi + N i + A i + Wt i = 100,% ,

(3.4)

(3.5)

cu precizarea c noiunea de stare iniial exist numai pentru o scriere similar cu a combustibililor solizi.i Dup coninutul de sulf, pentru domeniu S c < 1% sunt pcurile cu coninut redus i i de sulf, pentru 1 < S c < 2% pcurile cu coninut mediu de sulf, iar pentru S c > 2% pcurile cu coninut ridicat de sulf. Combustibilii lichizi uori intr n prima categorie.

Combustibilii lichizi, sunt caracterizai printr-un mare coninut de carbon, raportul C i / H i avnd o valoare medie n jurul cifrei opt. Substanele minerale sunt n general combinaii ale metalelor alcaline pmntoase i produse ale coroziunii


57

metalice ale instalaiilor de producere i depozitare - de regul A i 1% . Cantitatea de ap nu depete de regul valoarea de 1,5 %. Din punct de vedere al proceselor de pulverizare i ardere, la un combustibil lichid intereseaz urmtoarele caracteristici: viscozitatea; exprimat de regul n grade Engler (E) i care reprezint raportul dintre timpul de scurgere a 200 cm3 de combustibil nclzit la o anumit temperatur i timpul de scurgere a aceeai cantiti de ap distilat la 20C. Pentru o bun pulverizare, combustibilul trebuie prenclzit pn atinge o viscozitate de 2 - 3E. Combustibilii lichizi uori, la 50C au o viscozitate sub 6E. Pcurile vscoase, au nevoie de o prenclzire pn la 140 - 160C; punctul de congelare; reprezint temperatura la care o epruvet plin cu combustibil i nclinat la 45, nu-i schimb meniscul timp de un minut. Pcurile utilizate n ara noastr, au o temperatur de congelare cuprins ntre 10 i 40C; inflamabilitatea; reprezint temperatura cea mai mic la care vaporii degajai din combustibil, n amestec cu aerul, sunt la limita de aprindere (temperatura de inflamabilitate trebuie deosebit de cea de aprindere); aciditatea mineral i alcalinitatea; au o mare influen asupra coroziunii elementelor metalice cu care combustibilul vine n contact; cifra de cocs; arat partea solid existent ntr-un combustibil lichid. O cifr ridicat de cocs indic tendine de nfundare a injectoarelor; cldura specific; se poate determina cu relaia:c p = 1,738 + 0,0025t [kJ /( kg.K )]

-

-

-

(3.6)

-

puterea calorific; se determin prin aceeai metod ca la combustibilii solizi. Pcurile i combustibilii lichizi uori, au o putere calorific n jur de 39000 - 42000 kJ/kg.

Combustibilii gazoi

Combustibilii gazoi prezint avantajul c pot fi uor transportai, dar i dezavantajul c nu pot fi practic stocai. Gazul natural, ca i gazul de sonde de iei, reprezint un amestec de hidrocarburi, n care predomin metanul (CH4), puterea calorific variind n domeniul 30000 3 36000 kJ/ m N . Pentru combustibilii gazoi artificiali, puterea calorific variaz n domeniul 3 3 4000 - 5000 kJ/ m N pentru gazul de furnal, n domeniul 14000 - 17000 kJ/ m N3 pentru gazul de cocserie i n limitele 8000 - 32000 kJ/ m N pentru gazul de semicocsificare.

58


Combustibilii gazoi, se prezint ca o sum a participaiilor volumetrice a componentelor ce-i compun: Pentru combustibilul anhidru (fr umiditate):c c c c CO2 + CO c + H 2 + N 2 + O2 + H 2 S c +

C

c mHn

= 100,%

(3.7)

unde indicele superior refer noiunea de combustibil (pentru a fi deosebit de un c gaz de ardere); CO2 ,CO c , etc. - reprezint procentele exprimate n uniti de volum, de bioxid de carbon, oxid de carbon, etc.3 Coninutul de umiditate, notat d, se d separat i se exprim n g/ m N combustibil gazos uscat.

Trecerea de la starea anhidr la cea umed, se face prin corectarea elementelor componente cu un factor de recalculare A.A= 100 , 100 + 0,124d (3.8)

3 unde 1,24 mN /kg, este volumul specific normal al vaporilor de ap.

Exprimarea combustibilului gazos umed va fi:c c c c c CO2 ,um + CO c ,um + H 2 ,um + N 2 ,um + O2 ,um + N 2 ,um +

C

c ,um mHn

+ H 2 O c ,um = 100%

(3.9)c c unde: CO2 ,um = CO2 A; CO c ,um = CO c A , etc.

Densitatea combustibilului gazos anhidru se determin cu relaia:anh c =

1 100

r [kg / m ] ;i i 3 N

(3.10)

ri reprezint participaia volumetric a fiecrei componente i, iar i densitatea componentei respective.n funcie de mrimea densitii combustibilului gazos anhidru, se poate determina densitatea combustibilului gazos umed cu relaia: um = canh c + 0,001d 1 + 0,00124d 3 [kg/ m N ]

(3.11)

Cldura specific a combustibilului gazos anhidru i respectiv umed se determin cu relaiile:anh cc =

1 100

r c [kJ / (m K )]i i 3 N

(3.12)

Elemente caracteristice ale proceselor de ardere n instalaiile industrialeum cc =

59

100 anh c c + 0,124d c H 2O 100 + 0,124d

(

) [kJ / (m K )]3 N

(3.13)

unde ci reprezint cldura specific a componentei i din combustibilul gazos. Puterea calorific se determin experimental cu ajutorul calorimetrului Junkers (STAS 3361-62), temperatur de referin 20C. Dac se cunoate compoziia combustibilului gazos, puterea calorific se poate calcula cu relaiile:Qianh = 1 100

r Qj

i i, j

[kJ / m ]3 N

(3.14)

3 unde cu Qii, j , n kJ/ m N , s-a notat puterea calorific a componentelor j combustibile

din combustibilul gazos anhidru. Pentru a transforma compoziia volumetric rj a unui combustibil gazos, n compoziie masic g i de tipul analizei elementare, se utilizeaz relaia: gi = mi ni gj Mj

[%]

(3.15)

unde mi este masa atomic a elementului i al analizei elementare; ni numrul de atomi ai elementului i din molecula j; Mi masa molecular a componentei gazoase j ce conine elementul i, iar gj procentul n uniti masice ale componentei gazoase j, de densitate j . gj =

r j j

100 jj

rj

[%]

(3.16)

Analiza elementar se obine prin nsumarea tuturor maselor procentuale ce conin elementul i.3.2. ARDEREA DETERMINAREA PRINCIPALELOR ELEMENTE ALE ARDERII COMBUSTIBILILOR

3.2.1. Elemente de calcul pentru arderea combustibililor (solizi, lichizi, gazoi) - coeficient de exces de aer, volume teoretice i reale de aer, gaze de ardere i vapori de ap

Calculul volumului de aer i gaze de ardere la proiectarea cazanelor La proiectare, arderea se consider complet (energia chimic a combustibilului a fost transformat integral n cldur). Pentru aceasta, aerul ca mediu oxidant, este n exces. Arderea cu aer stoechiometric (exces aer = 1), poart denumirea de

60


ardere teoretic (de unde i denumirea de volum teoretic de aer i de gaze de ardere).a. Combustibilii solizi i lichizi

Reacia de ardere a carbonului C + O2 = CO2, indic faptul c la arderea a 12 kg de 3 3 carbon se consum 22,4 m N de oxigen i rezult 22,4 m N de bioxid de carbon. Pentru reacia H2 + 0,5O2 = H2O, rezult c la arderea a 2 kg de hidrogen, se 3 3 consum 11,2 m N de oxigen i rezult 22,4 m N de vapori de ap. Pentru reacia S3 + O2 = SO2, rezult c la arderea a 32 kg de sulf, se consum 22,4 m N de oxigen i 3 rezult 22,4 m N de bioxid de sulf.

n urma nsumrii cantitii de oxigen necesar acestor reacii de ardere, rezult volumul teoretic (stoechiometric) de oxigen i, respectiv de aer (Vao ):i VO min = 0,01 1,867C i + 5,6 H i + 0,75S c 0,7O i

(

) [m

3 N

/ kg ;

]

(3.17) (3.18)

Vao =

VO min 0,21

[m

3 N

/ kg

]3 N

n funcie de valoarea umiditii aerului x, volumul teoretic de aer umed se calculeaz cu relaia (pentru clima temperat x 10):o Vaum = (1 + 0,00161x )Vao

[m

/ kg

]

(3.19)

Volumul teoretic de gaze de ardere se compune din volumul de bioxid de carbon ( VCO2 ), de bioxid de sulf (VSO2 ), suma acestora reprezentnd gazul RO2 , dino volumul de azot ( VN 2 ), suma volumelor de gaz RO2 i de azot reprezentndo o volumul de gaze de ardere uscate ( V gu ) i din volumul vaporilor de ap ( VH 2O ). o o o o o o V go = VCO2 + V SO2 + V N 2 + V H 2O = V RO2 + V N 2 + V H 2O = V gu + V H 2O

[m]

3 N

/ kg

](3.20) (3.21) (3.22)

i V RO2 = 0,01867 C i + 0,375S c = 0,01867 K i o V N 2 = 0,79Vao + 0,08 N i ,

(

)

[m

3 N

/ kg ,

3 o VH 2O = 0,0112 H i + 0,01242Wt i + 1,242W f + 0,00161xVao , m N / kg ,

[

]

(3.23)

unde W f reprezint coninutul de abur utilizat la pulverizarea unitii de pcur, cu ajutorul aburului i se exprim n kg abur/kg pcur. Dac arderea este cu exces de aer , volumul real de aer i de gaze de ardere, rezult din relaiile: Va = Vao

[m

3 N

/ kg ;

]

(3.24)

Elemente caracteristice ale proceselor de ardere n instalaiile industrialeo V g = V go + ( 1)Vaum

61

[m

3 N

/ kg ,

]

(3.25)

b. Combustibilii gazoi

Reacia de ardere H 2 + 0,5O2 = H 2 O , indic faptul c la arderea unui volum molar de hidrogen, se consum o jumtate volum molar de oxigen i rezult un volum molar de vapori de ap. Pentru reacia CO + 0,5O2 = CO2 , rezult c la arderea unui volum molar de oxid de carbon se consum o jumtate de volum de oxigen i rezult un volum molar de bioxid de carbon. Pentru reacia H 2 S + 1,5O2 = H 2 o + SO2 , rezult c la arderea unui volum molar de hidrogen sulfurat se consum 1,5 volume de oxigen i rezult un volum molar de vapori de ap i unul de bioxid de sulf. Pentru reacia de ardere a unei hidrocarburi de tipul n n C m H n , cu reacia, C m H n + m + O2 = mCO2 + H 2 O , rezult c se consum 4 2 n m + volume molare de oxigen i rezult m volume molare de bioxid de carbon 4 n i de vapori de ap. 2 n urma nsumrii cantitii de oxigen necesar acestor reacii de ardere, a rezultat volumul teoretic de oxigen i aer:VO min c = 0,010,5CO c,um + 0,5H 2 ,um + 1,5H 2 S c,um +

3 n c ,um c ,um m N m + C m H n O2 3 4 mN

(3.26)

Va0 =

VO min , 0,21

3 mN 3 . mN

(3.27)

Pentru volumul teoretic de gaze de ardere (se respect definiia de la 3.20) rezult urmtoarele relaii de calcul:c V RO2 = 0,01 CO2 ,um + CO c ,um +

(

c c mC m H n ,um + SO2 ,um + H 2 S c ,um

)

3 mN 3 mN

(3.28)o c V N 2 = 0,79Vao + 0,01N 2 ,um ; o c V H 2O = 0,01 H 2 ,um + 1,5H 2 S c ,um +

(3.29)

(

0,5nC

c ,um mHn

+ 0,1242d + 0,00161xVao

)

(3.30) Pentru volumele reale de aer i gaze de ardere se aplic relaiile (3.24) i (3.25).

62


3.2.2.

Diagrama arderii

Calculul arderii n exploatare

Aceste calcule au scopul determinrii pentru condiii reale de funcionare a volumului de gaze de ardere, a volumului aerului utilizat real i a explicitrii excesului de aer. Pentru aceasta, este necesar s se cunoasc analiza elementar a combustibilului (pentru combustibilii gazoi, n lucrare se propune exprimarea acestora sub form de analiz elementar), i compoziia gazelor de ardere. Determinrile curente, cu aparatur uzual, a compoziiei gazelor de ardere conduc la umtoarea exprimare:RO2 + CO + O2 +

C

mHn

+ H 2 + N 2 = 100,%

(3.31)

Se menioneaz, c de fapt, azotul se determin algebric prin diferen, n acest termen fiind introduse toate elementele ce nu au putut fi msurate experimental. Volumul gazelor de ardere uscate se determin cu relaia:V gu =i 1,867 C i + 0,375S c

(

RO2 + CO +

mC

)

mHn

3 mN kg

(3.32)

Pornind de la participaia fiecrui component din gazele de ardere, se poate determina n continuare, volumul real al acestora: V RO2 = V gu RO2 CO ;VCO = V gu ;etc. 100 100 (3.33)

Volumul real de aer se determin cu relaia:Va =i N 2 C i + 0,375S c 1 0,008 N i 0,79 53,6 RO2 + CO + mC m H n

(

(

)

)

3 mN kg

(3.34)

Volumul real de aer umed, va fi: Vaum = (1 + 0,00161x )Va

[m

3 N

/ kg

]

(3.35)

Vaporii de ap din gazele de ardere, provin din oxidarea hidrogenului din combustibil, din umiditatea combustibilului, din aburul folosit la pulverizarea cu ajutorul su, a pcurii i din umiditatea aerului. La arderea incomplet a combustibilului, o parte din hidrogenul din combustibil rmne liber n gazele de ardere, n acestea aa cum arat compoziia de la relaia 3.31. existnd i hidrocarburi. Hidrogenul liber i cel din hidrocarburile prezente n gazele de ardere, reduce cantitatea de vapori de ap, fa de cea rezultat la arderea complet.


63

(CV H 2O = 0,11H + 0,00161xVai

n i + 0,375S c H 2 + Cm H n 2 + 1,242 W f + 0,01Wt i + 53,6 RO2 + CO + mC m H n (3.36)i

)

(

)

(

)

3 mN kg

Coeficientul de exces de aer se determin cu relaia: = 21 O2 0,5CO + 0,5H 2 + 21 79 Ni RO2 N 2 0,429 i i C + 0,375S c

n m + C m H n 4 + CO +

(3.37)

(

mC

mHn

)

Relaia de calcul, deseori este utilizat ntr-o form simplificat, adecvat msurtorilor curente, cnd se determin numai coninutul de oxigen i oxid de carbon din gazele de ardere. Pentru aceasta, s-a plecat de la ipoteza egalitii volumului de aer necesar arderii cu volumul gazelor de ardere uscate. Ipoteza se poate admite cu destul precizie la combustibilii solizi i lichizi, la care raportul dintre volumul de aer i de gaze de ardere uscate este n jur de 1,04 i respectiv 1,07, cu mai puin precizie la gazele naturale la care acest raport crete la 1,11 i nu se recomand la combustibilii gazoi de putere calorific redus la care precizia scade spectaculos. Expresia excesului de aer, pentru ipotezele de mai sus este de forma: = 21 21 O2 + 0,5CO (3.38)

Componentele procesului de ardere, trebuie s respecte relaia cunoscut sub numele de ecuaia arderii, care pentru componenetele msurate CO2, CO, O2 i N2 obinut prin calcul, are forma:

(1 + )CO2 + (0,605 + )CO + O2unde caracteristica combustibilului are forma:=

= 21,% ,

(3.39)

2,37 H i 0,125O i + 0,038 N i Ci

(

)

(3.40)

O prim aplicaie a ecuaiei arderii, const n verificarea coninutului de oxid de carbon n gazele de ardere (CO), deoarece acesta se determin cu erori mai mari dect componenetele bioxid de carbon (CO2) i oxigen (O2). Ecuaia arderii poate fi exprimat i sub forma:CO2 O CO + + 2 =1 max max 21 CO2 CO

(3.41)

64

Bazele termoenergeticiimax CO2 =

unde:

21 21 si CO max = . 1+ 0,605 +

Reprezentat grafic, ecuaia arderii reprezint o dreapt, n sistemul de coordonate: O2 - abscisa i CO2 - ordonata. S-a format aa numitul triunghi al arderii fig.3.2., delimitat de dreapta arderii complete BC.

Fig. 3.2. Triunghiul arderii

Dac se introduce condiia arderii complete, CO = 0, n relaia (3.41), se obine ecuaia arderii complete: CO2 O + 2 =1 max 21 CO2 Dreptele de oxid de carbon constant, sunt paralele cu dreapta BC, lucru evideniat de relaia: CO2 O CO + 2 = 1 . max 21 CO2 CO max Pentru calculul grafo-analitic, segmentul BA, poate fi divizat pentru domeniu CO = 0 la CO = COmax. Dreapta CD, caracterizeaz domeniul n care arderea este stoechiometric ( = 1). Aceast dreapt mparte triunghiul ABC n dou domenii i anume: triunghiul CDB n care arderea este cu exces de aer ( > 1) i triunghiul ACD n care este subexces de aer ( < 1). Coordonata punctului D, se determin cu relaia: O2D = 10,5 ,% 1,105 + (3.42)


65

Dreptele de exces de aer constant sunt paralele cu dreapta CD. Pentru o determinare grafo-analitic, segmentul CB, caracterizat n punctul B prin 1/ = 0 i n punctul C prin 1/ = 1, se divide ntr-o scar. Dreptele paralele cu dreapta CD a arderii stoechiometrice, vor permite determinarea valorii 1/ pe cale grafic, de unde rezult valoarea real a excesului de aer. n fig.3.3. se prezint triunghiul arderii construit pentru un lignit din bazinul Rovinari. Pentru un punct M, caracterizat prin O2 = 6 % i CO2 = 13 %, s-a exemplificat aplicarea metodelor grafo-analitice de determinare a coninutului de oxid de carbon din gazele de ardere i a excesului de aer (M). n cazul arderii amestecului de combustibili, acesta va trebui transformat ntr-un combustibil echivalent.

Fig. 3.3. Triunghiul arderii pentru un lignit din bazinul Rovinari

3.3.

INSTALAII DE ARDERE - CARACTERISTICI GENERALE PENTRU DIFERITE TIPURI DE COMBUSTIBIL (SOLIZI, LICHIZI, GAZOI)

Excesul de aer pe traseul gazelor de ardere Excesul de aer are rolul de a asigura arderea complet a combustibilului. Cazanele de abur, pot fi fie cu suprapresiune n canalele de gaze de ardere, fie cu depresiune. Suprapresiunea este realizat de ctre ventilatoarele de aer - la aceste cazane, n funcie de mrimea raportului suprapresiune-pierderi de presiune, la circulaia gazelor de ardere, ventilatoarele de gaze de ardere pot lipsi sau nu.

66


Cazanele cu depresiune n canalele de circulaie a gazelor de ardere, au evacuarea gazelor de ardere sub influena tirajului natural i a ventilatoarelor de gaze de ardere. Ca urmare a depresiunii, aerul din mediul exterior ptrunde prin neetaneitile instalaiei, aer numit fals. Cu ct se merge spre finele instalaiei, cu att excesul de aer va fi mai mare. Coeficientul de exces de aer f de la finele focarului, depinde de tipul focarului i al combustibilului , aa cum arat datele prezentate n continuare:

j =f +

1

j

j

(3.43) Tabel 3.1 Coeficientul de exces aer la fine focar, f 1,2 - 1,25 1,2 - 1,25 1,2 1,2 1,2 1,2 - 1,25 1,2 1,02 - 1,05 1,05 - 1,1 1,05 - 1,1 1,1 - 1,15 1,05 - 1,1 1,1

Tipul focarului

Combustibilul

Focare cu evacuare solid a zgurii

Focare cu evacuare lichid a zgurii Tip camer Tub de flacr Tip camer Tub de flacr

antracit huile srace n materii volatile huile mixte de preparaie crbuni bruni antracit i huile srace n materii volatile huile pcur combustibil lichid uor combustibil lichid uor gudroane gaz natural i artificial gaz natural i artificial

La arderea cu depresiune, coeficientul de exces de aer ntr-o seciune oarecare de pe traseul gazelor de ardere este egal cu suma coeficientului de la sfritul focarului i infiltraiile de aer fals pn n acea seciune. Infiltraiile de aer (pentru regim nominal) pe traseul gazelor de ardere, pe tipuri de schimbtoare de cldur indic urmtoarele valori: focare camer cu evacuarea solid a zgurii i carcas metalic pe evile ecran, = 0,05 . Dac focarul este cu izolaie i carcas, = 0,07 , iar dac este fr carcas metalic, = 0,1 ;focare cu evacuare lichid a zgurii i pentru combustibili lichizi i gazoi, cu carcas metalic, = 0,05. Dac focarul este fr carcas metalic, = 0,08; focare camer cu ardere n strat, = 0,1 0,3;

-

-


67

-

feston, supranclzitoare tip paravan, = 0,01; primul i respectiv al doilea fascicol de convecie, = 0,05 ; = 0,1 ; supranclzitor primar i intermediar, suprafee de tranziie, = 0,03 ; economizoare, pentru fiecare treapt, = 0,02 ;

Prenclzitoare de aer: tubulare = 0,03 pentru o treapt, la cazanele cu debit pn la 14 kg/s i 0,06 pentru cazanele de debit mai mare; regenerative = 0 ,02 dac debitul cazanului este pn n 14 kg/s i 0,25 la un debit mai mare al cazanului. Pe traseul de aer, apar infiltraii de aer dac prepararea prafului este cu depresiune. Dac se noteaz cu p excesul de aer la intrarea n prenclzitor i cu la ieirea p din acesta, cu m infiltraiile de aer n moar i cu pa infiltraiile de aer n prenclzitor, rezult relaiile: = f f m p p = + pa p (3.44) (3.45)

Prepararea prafului cu suprapresiune, ca i nclzirea aerului, conduce la o pierdere de aer ctre mediul exterior, respectiv ctre circuitul de gaze de ardere. La prenclzitorul de aer, pierderea de aer este socotit la jumtatea valorii de cretere a aerului fals pe prenclzitor, deoarece se admite c circa jumtate din aerul fals provine din pierdere de aer. Infiltraiile de aer n sistemul de preparare sunt: m = 0,04 pentru morile cu ciocane la funcionarea n regim cu depresiune i 0,2 - 0,25 pentru morile de tip ventilator. La sarcini pariale D, fa de cea nominal a instalaiei D n , infiltraiile de aer fals se vor corecta cu relaiile: f = f N

Dn D0,5

(3.46) (3.47)

D j = jN n D

unde cu simbolul N s-a notat referirea la sarcina nominal.

ncrcarea termicncrcarea termic a volumului focarului reprezint raportul dintre cldura degajat prin arderea combustibilului i volumul focarului V f :

68


qv =

Bef Qii Vf

; qv =

Bef I g f ,t t Vf

(

)

kW m3 .

(3.48)

Exprimarea a doua, prin introducerea noiunii de entalpie a gazelor de ardere din focar, ine seama i de cldura introdus cu aerul prenclzit.

Fig.3.3. Variaia ncrcrilor termice ale focarelor cu mrimea umiditii de cazan: a ncrcarea termic de volum; b - ncrcarea termic a seciunii transversale

Se numete ncrcare termic a seciunii transversale S a focarului, relaia:

qs =

Bef Qii S

kW m2 .

(3.49)

n fig .3.3, se prezint variaia ncrcrilor termice ale focarelor cu mrimea unitii de cazan. Se definete ncrcarea termic a suprafeei brului de arztoare, mrimea:

q br =

2hbr (L + l )

Bef Qii

kW m2 ,

(3.50)

unde hbr este nlimea zonei de amplasare a arztoarelor, m; L, l - laturile seciunii transversale ale focarului, m. Pentru arztoarele de praf de crbune cu concentrator de praf, pentru zona

, arztoarelor de baz, qbr = 116 1,28 MW / m 2 ; pentru sisteme de preparare seminchise i deschise, pentru crbuni indigeni, q br = 0,955 MW / m 2 . ncrcarea termic a volumului zonei arztoarelor, este definit prin relaia: q va = Bef Qii hbr S kW m3 , (3.51)

se admite uzual, qva 0,523MW / m 3 .


69

ncrcarea termic a suprafeei grtarului: q gr = Bef Qii S gr kW m2 , (3.52)

unde S gr este suprafaa util a grtarului, m 2 . ncrcarea masic a suprafeei grtarului:

q mgr =

B S gr

kg m2s ,

(3.53)

unde s este grosimea stratului de crbune pe grtar, m. Pe baza ncrcrilor termice specifice, se poate realiza predimensionarea focarelor.

4.

INSTALAII I ECHIPAMENTE TERMICE DIN CONTURURILE INDUSTRIALE (ELEMENTE CARACTERISTICE)SCHIMBTOARE DE CLDUR Clasificarea schimbtoarelor de cldur

4.1. 4.1.1.

Schimbtoarele de cldur sunt aparate n care are loc transferul cldurii de la un fluid cu o temperatur mai ridicat (agentul termic primar), ctre un fluid cu o temperatur mai cobort (agentul termic secundar), n procese de nclzire, rcire, condensare, vaporizare sau procese termice complexe. Pentru clasificarea schimbtoarelor de cldur se pot avea n vedere mai multe criterii: a) Clasificarea n funcie de modul de realizare al transferului de cldur Din acest punct de vedere schimbtoarele de cldur se mpart n dou mari grupe: aparate cu contact indirect i aparate cu contact direct. Schimbtoarele cu contact indirect (de suprafa) sunt aparate la care cei doi ageni termici nu vin n contact direct, ei fiind desprii de o suprafa de schimb de cldur cu care vin n contact permanent sau periodic. Dac cele dou fluide vin n contact permanent cu suprafaa de schimb de cldur, fluxul termic prin aceasta fiind unidirecional, schimbtorul de cldur este de tip recuperativ. Acest tip de aparat este cel mai rspndit el putnd fi realizat n numeroase variante constructive. n figura 4.1.a. este prezentat schematic cel mai simplu astfel de aparat, schimbtorul eav n eav, constituit din dou evi concentrice, unul dintre fluide circulnd prin interiorul evii centrale, cellalt prin spaiul dintre cele dou evi. Dac agenii termici vin n contact alternativ cu suprafaa de transfer de cldur, fluxul termic schimbndu-i periodic direcia, schimbtorul de cldur este de tip regenerativ. Aparatele regenerative pot fi realizate cu suprafaa fix (figura 4.1.b.) sau rotativ (figura 4.1.c.). Din categoria schimbtoarelor de cldur cu contact indirect face parte i schimbtorul de cldur cu strat fluidizat, la care transferul de cldur are loc ntre un fluid i un material solid care se deplaseaz sub forma unui strat fluidizat pe lng suprafaa de schimb de cldur (figura 4.1.d.). Fluidizarea se realizeaz prin insuflarea unui gaz (de obicei aer) peste materialul solid granulat. Schimbtoarele de cldur cu contact direct sunt aparate la care agenii termici nu mai sunt separai de o suprafa, ei amestecndu-se unul cu cellalt. Ele pot fi aparate fr umplutur la care transferul de cldur se realizeaz la suprafaa fluidului pulverizat n picturi fine sau care curge n uvie (figura 4.2.a.) sau

Instalaii i echipamente termice din contururile industriale

71

aparate cu umplutur la care transferul termic apare la suprafaa unei pelicule formate pe umplutura schimbtorului (figura 4.2.b.)

Fig. 4.1. Schimbtoare de cldur cu contact indirect a) schimbtor recuperativ eav n eav; b) schimbtor regenerativ cu umplutur fix; c) schimbtor regenerativ rotativ; d) schimbtor cu strat fluidizat

72


Fig. 4.2. Schimbtoare de cldur cu contact direct a) fr umplutur; b) cu umplutur

b) Clasificarea n funcie de tipul constructiv Clasificarea n funcie de modul constructiv de realizare a suprafeei de schimb de cldur este prezentat n figura 4.3. n capitole speciale se vor detalia soluiile constructive specifice fiecrui tip principal de schimbtor de cldur din figura 4.3.RECUPERATIVE

TUBULARE

PLANE

CU SUPRAFEE EXTINSE

eav n eav

Cu evi i manta

Cu serpentine

Cu evi nervurate

Cu plci nervurate

Cu plci

Spirale a)

Lamelare

Instalaii i echipamente termice din contururile industriale REGENERATIVE

73

CU UMPLUTUR FIX

CU UMPLUTUR MOBIL

Rotativeb)

Cu strat mobil

Cu strat fluidizat

Fig. 4.3. Clasificarea schimbtoarelor de cldur din punct de vedere constructiv

c) Clasificarea n funcie de starea de agregare a agenilor termici Se pot distinge n funcie de acest criteriu: aparate fr schimbarea strii de agregare a agenilor termici; aparate cu schimbarea strii de agregare a unui agent termic; aparate cu schimbarea strii de agregare a ambilor ageni termici.

d) Clasificarea n funcie de compactitatea aparatului Compactitatea unui schimbtor de cldur este caracterizat de raportul ntre suprafaa sa de schimb de cldur i volumul su. n funcie de acest criteriu distingem: schimbtoare compacte (compactitatea mai mare de 700 m2/m3); schimbtoare necompacte (compactitatea mai mic de 700 m2/m3).

e) Clasificarea n funcie de modul de realizare a curgerii Curgerea fluidelor n aparatele de schimb de cldur se poate realiza n patru moduri distincte: echicurent, contracurent, curent ncruciat i curent compus.

Fig. 4.4. Tipuri principale de curgere a) contracurent; b) echivalent; c) curent ncruciat ambele fluide amestecate; d) curent ncruciat un fluid amestecat i cellalt neamestecat; e) curent ncruciat ambele fluide neamestecate

74


Curgerea n contracurent (figura 4.4.a.) presupune c cei doi ageni termici circul pe lng suprafaa de schimb de cldur paralel i n sensuri contrarii. Curgerea n contracurent asigur cea mai mare diferen medie de temperatur ntre agenii termici, ns temperatura peretelui la intrarea fluidului cald este maxim. Curgerea n echicurent (figura 4.4.b.) apare n cazul circulaiei agenilor termici, paralel i n acelai sens, pe lng suprafaa de transfer de cldur. Acest tip de curgere realizeaz cea mai mic diferen medie de temperatur, ns cea mai bun rcire a peretelui n zona de intrare a fluidului primar. Circulaia n curent ncruciat presupune curgerea perpendicular a celor doi ageni termici. n acest caz se pot distinge trei situaii: ambele fluide amestecate (figura 4.4.c.) un fluid amestecat i cellalt neamestecat (figura 4.4.d.) ambele fluide neamestecate (figura 4.4.e.). Un fluid se numete "amestecat" atunci cnd n orice plan normal pe direcia sa de curgere are aceeai temperatur, deci temperatura sa variaz numai n lungul curgerii. n cazul fluidului "neamestecat" exist o diferen de temperatur i n direcia normal la curgere. Pentru clarificare n figura 4.5. se prezint cazul curgerii n curent ncruciat cu ambele fluide neamestecate i profilul temperaturii unuia dintre fluide dup direcia de curgere i perpendicular pe acesta.

Fig. 4.5. Curgerea n curent ncruciat cu ambele fluide neamestecate a) schema; b) variaia temperaturii

n cazul n care agenii termicii au mai multe treceri prin evi sau manta apare cazul curgerii compuse (figura 4.6.) care este o combinaie a celor trei tipuri anterioare de curgere. n cazul curgerii n curent ncruciat i curent mixt valoarea diferenei medie de temperatur dintre agenii termici se situeaz ntre echicurent i contracurent.


75

Fig. 4.6. Curgerea compus a) o trecere prin manta i dou treceri prin evi; b) dou treceri prin manta i patru treceri prin evi; c) o trecere prin manta i trei treceri prin evi; d) trei treceri prin manta i ase treceri prin evi.

f) Clasificarea n funcie de destinaie Schimbtoarele de cldur pot realiza multiple scopuri, n funcie de acesta putnd ntlni: prenclzitoare; rcitoare; vaporizatoare; generatoare de vapori; rcitoare frigorifice; condensatoare; boilere etc. g) Clasificarea n funcie de material Majoritatea schimbtoarelor de cldur sunt metalice, avnd suprafaa de schimb de cldur realizat din font, oel, cupru, alam, oel inoxidabil, titan, e.t.c. Se mai pot ntlni ns i schimbtoare de cldur din materiale nemetalice, cum sunt cele ceramice, din sticl, din grafit sau din materiale plastice. Schimbtoarele de cldur cu evi i manta reprezint tipul cel mai rspndit n industrie datorit simplitii sale constructive, fiabilitii ridicate i costului relativ cobort. Dei n ultimii ani ritmul de cretere a pieei mondiale de astfel de aparate a sczut, ea reprezint nc ntre 60-80% din piaa schimbtoarelor de cldur. Clasificarea constructiv a schimbtoarelor cu evi i manta, care i-a gsit cea mai larg rspndire, este cea propus de Asociaia Constructorilor de Schimbtoare de Cldur Tubulare TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Asociation). Ea clasific cu litere aceste aparate n funcie de trei criterii: construcia capacului de distribuie fix al aparatului; construcia i modul de circulaie al agentului termic n spaiul dintre evi i manta i tipul capacului de capt (fig.4.7.) [3.1.].

76


n figura 4.8. sunt prezentate cteva scheme constructive de schimbtoare cu evi i manta, putndu-se observa principalele lor elemente constructive.

Fig. 4.7. Clasificarea TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Asociation) pentru schimbtoare cu evi i manta


77

Fig. 4.8. Tipuri constructive de schimbtoare cu evi i manta

78


Fig. 4.8 (continuare) Tipuri constructive de schimbtoare cu evi i manta a) Schimbtoare cu cap mobil (tip AES); b) schimbtoare cu plci tubulare fixe i compensator de dilatare pe manta (tip BEM); c) schimbtor cu capac de capt mobil, cu etanare cu presetup (tip AEP); d) schimbtor cu evi n form de U (tip CFU); e) boiler orizontal cu cap mobil (tip AKT); f) schimbtor cu curgere divizat (tip AJW). 1 - capac tubular fix; 2 - capac elipsoidal sau tronconic fix; 3 - flana capacului fix; 4 - plac de capt; 5 - racord fix de legtur; 6 - plac tubular fix; 7 - evi; 8 - manta; 9 - capac de capt al mantalei; 10,11 - flane alemantalei; 12 - racord al mantalei; 13 - flana capacului de capt; 14 lir de dilatare; 15 - plac tubular mobil; 16 - capac mobil; 17 - flana capacului mobil; 18 flane de strngere; 19 - inel de oprire; 20 - flane de strngere a plcii de capt; 21 - plac de capt a capacului mobil; 22 - partea cilindric a plcii tubulare mobile; 23 - cutia de etanare; 24 - garnitur de etanre; 25 - presetupa etanrii; 26 - inel distanier; 27 - tirani; 28 - icane; 29 - plac deflectoare; 30 - ican longitudinal; 31 - perete despritor; 32- aerisire; 33 drenaj; 34 - racord aparat de msur; 35 - suport; 36 - inel de ridicare; 37 - suport lateral; 38 plac de limitare; 39 - racorduri pentru indicatorul de nivel.


79

4.1.2.

Ecuaiile de baz ale calculului termic

Pentru calculul termic al schimbtoarelor de cldur dispunem de dou ecuaii de baz: ecuaia bilanului termic i ecuaia transferului de cldur. Ecuaia bilanului termic are n cazul general forma:

Q1 = Q2 + Qma

[W]

(4.1)

unde Q1, Q2 , Qma sunt fluxurile termice cedate de agentul primar, primite de agentul secundar, respectiv pierderile n mediul ambiant, n W. Dac vom defini coeficientul de reinere a cldurii n aparat r , ca raportul ntre fluxul termic primit de agentul secundar i cel cedat de agentul primar ( r = Q2 / Q1 ) ecuaia (4.1.) se poate scrie sub forma:

r Q1 = Q2sau:& & r M 1 (h1i h1e ) = M 2 (h2 e h2i )

(4.2)

(4.3)

& & unde: M 1 i M 2 sunt debitele de agent primar i secundar, n kg/s; h1i, h1e, h2i, h2e entalpiile agentului primar respectiv secundar la intrarea respectiv ieirea din aparat, n J/kg.n cazul n care cei doi ageni termici nu i modific starea de agregare, ecuaia (4.4.) poate fi scris:

& & r M 1c p1 (T1i T1e ) = M 2 c p 2 (T2 e T2i )sau:

(4.4)

r C1 (T1i T1e ) = C 2 (T2e T2i )

(4.5)

& & unde: C1 = M 1c p1 i C 2 = M 2 c p 2 sunt capacitile termice ale agentului primar isecundar, n W/K; T1i , T1e , T2i , T2 e - temperaturile agentului termic primar, respectiv secundar la intrarea, respectiv la ieirea din aparat, n K ; c p1 i c p 2 cldurile specifice medii ale agentului primar i secundar, n J/(kgK).

Ecuaia transferului de cldur n aparat este: Q12 = S K s (T1 T2 ) [W](4.6)

unde: Q12 este fluxul termic transmis de agentul termic primar, ctre agentul termic secundar, n W; S - suprafaa de transfer de cldur, n m 2 ; K S coeficientul global de transfer de cldur, n W / m 2 K . Valoarea medie a produsului ntre coeficientul global de transfer de cldur i diferena de temperatur se definete:

(

)

80


K s (T1 T2 ) =

s K s (T1 T2 )dS S

(4.7)

Presupunnd o valoare constant a coeficientului global de transfer de cldur n lungul aparatului, ecuaia transferului de cldur are forma:

& Q1 2 = K s STmed

[W]

(4.8)

unde Tmed este diferena medie de temperatur n lungul suprafeei de schimb de cldur.

Coeficientul global de schimb de cldur:n cazul suprafeelor plane de transfer de cldur (figura 4.9.a.) coeficientul global de transfer de cldur se poate determina cu relaia:

Ks =

1 = Rstot

1

R1

n

; Ks =si

1 +R + + R sd 2 + 1 sd 1 1 p 2

1 p

[W/(m2.K)]

(4.9)

unde:1 i 2 sunt coeficienii de convencie pentru fluidul primar i secundar, n W/(m2.K); Rsd1, Rsd2 - rezistenele termice de suprafa ale depunerilor pe partea fluidului primar, respectiv secundar, n m2.K/W ; p , p - grosimea, respectiv conductivitatea termic a peretelui, n m, respectiv W/(m.K). Notnd cu Kso coeficientul global de transfer de cldur a aparatului fr depuneri:

K so =

1 1 + + 1 p 2

1 p

(4.10)

se poate scrie:1 1 = + Rsd 1 + Rsd 2 K s K so

(4.11)

a)


81

b)Fig. 4.9. Variaia temperaturii i rezistenele termice pentru perete plan (a) i cilindric (b)

Pentru peretele tubular se utilizeaz de obicei coeficientul global linear de transfer de cldur: Kl = 1

R1

s

=

1 R d R 1 1 1 + sd 1 + ln e + sd 2 + d i 1 d i 2 p d i d e d e 2

(4.12)

li

Coeficientul global linear de transfer de cldur a aparatului curat este: K lo = 1 d 1 1 1 + ln e + d i 1 2 p d i d e 2 [W/m.K] (4.13)

Rezult c:R R 1 1 = + sd 1 + sd 2 K e K lo d i d e [W/mK] (4.14)

82


Fig. 4.10. Perete nervurat

n cazul peretelui nervurat (figura 4.10.), coeficientul global de schimb de cldur al aparatului curat, raportat la suprafaa nenervurat S1 este: K s1 = 1 1 p S1 1 + + 1 p S 2 2 red [W/m2.K] (4.15)

iar n cazul raportrii la suprafaa extins S2:

K s2 =

1 S2 1 + + 1 S1 p S1 2 red

1 p S2

[W/m2K]

(4.16)

unde: 2 red =

(S nn + S n n ) 2S2

,

(4.17)

unde: Snn, Sn sunt suprafaa dintre nervuri, respectiv suprafaa nervurilor, n m2; S2 = Snn + Sn - suprafaa total a pereteleui nervurat, n m2;n - randamentul nervurilor. n tabelul 4.1. sunt date, orientativ, cteva valori ale coeficientului global de schimb de cldur pentru diferii ageni termici.


83

Tabelul 4.1.Valori orientative ale coeficientului global de transfer de cldur

Tipul de aparat Prenclzitor de ap Schimbtor ap-ap Condensator de abur Condensator de freon Condensator de amoniac Condensator de alcool Rcitor de aer cu aripioare nclzitor de aer cu aripioare utiliznd abur Schimbtor ap-ulei Schimbtor abur-ulei uor Schimbtor abur-ulei greu Schimbtor abur-kerosen sau gazolin Schimbtor gaze-gaze Diferena medie de temperatur:

Kso [W/(M2K)] 1100 8500 850 1700 1100 5600 280 850 850 1400 255 680 25 55 28 280 110 350 170 340 56 170 280 1140 10 40

n cazul n care agenii termici nu i schimb starea de agregare, curgerea lor fiind n echicurent (figura 4.11.a.) sau contracurent (figura 4.11.b.), ecuaiile bilanului termic i transferului de cldur pentru un element de suprafa dS, n ipoteza pierderilor neglijabile de cldur n mediul ambiant (r = 1) sunt:& & dQ = M 1c p1 dT1 = M 2 c p 2 dT2

(4.18) (4.19)

dQ = K s (T1 T2 )dS

a)

84


b) Fig. 4.11. Variaia temperaturii n lungul suprafeei pentru curgerea n echicurent (a) i contracurent (b)

n ecuaia bilanului termic semnul minus indic o scdere a temperaturii n lungul suprafeei, iar semnul plus o cretere a acesteia. Temperatura agentului primar T1 va scdea totdeauna n lungul suprafeei, n timp ce temperatura agentului secundar T2 crete n lungul suprafeei pentru curgerea n echicurent i scade n cazul contracurentului. Prin integrarea acestor ecuaii rezult:

Tmed =

Tmax Tmin T ln max Tmin

(4.20)

unde: Tmax i Tmin sunt diferenele de temperatur maxim i minim ntre agenii termici la intrarea, respectiv ieirea din aparat.T T1 T2 T

T1i = T1e = T1e

T1

T2i=T2e=T2ea)

Sb)

S

Instalaii i echipamente termice din contururile industriale T T1s T T1i T1s T1e T2e T2s S T2i T2x zona I zonaII d)

85

T2 zona III S

c)

Fig. 4.12. Variante de variaie a temperaturii n lungul suprafeei (a) fluidul primar nu i schimb starea de agregare iar cel secundar vaporizeaz; (b) fluidul primar condenseaz iar cel secundar se nclzete; (c) fluidul primar condenseaz, iar cel secundar vaporizeaz; (d) fluidul primar se desupranclzete, condenseaz i se subrcete, iar fluidul secundar se nclzete.

Relaia (4.20.) este valabil numai pentru variaii monotone ale temperaturilor n lungul aparatului (figura 4.11. i figura 4.12.a.b.). n cazul variaiilor nemonotone ale temperaturilor pentru determinarea diferenei medii de temperatur aparatul se mparte n zone cu variaii monotone (figura 4.12.d.), calculul termic realizndu-se pentru fiecare zon n parte. n cazul curgerii n curent ncruciat sau a unor tipuri complexe de curgere pentru determinarea diferenei medii de temperatur se utilizez relaia:cc Tmed = FTmed

(4.21)

Factorul de corecie F, care multiplic diferena medie de temperatur obinut considernd curgerea n contracurent, este funcie de dou rapoarte P i R i de tipul curgerii. Criteriul P are sensul unei eficaciti termice fiind definit ca raportul dintre gradul de nclzire a agentului secundar n aparat i diferena maxim disponibil:

P=

T2 T T = 2 e 2i d Tmax T1i T2i

(4.22)

Criteriul R reprezint raportul ntre capacitile termice ale celor doi ageni termici:

R=

C2 T1 T1i T1e = = C1 T2 T2e T2i

(4.23)

Factorul de corecie F este subunitar el crescnd odat cu scderea lui R i P.

86


Rezult c pentru cele 4 temperaturi ale agenilor termici date diferena medie de temperatur maxim se obine pentru curgerea n contracurent, iar cea minim pentru echicurent, celelalte tipuri de curgere situndu-se ntre aceste limite.

Din analiza celor dou ecuaii fundamentale pentru calculul termic al aparatelor de transfer de cldur: ecuaia bilanului termic i ecuaia transferului de cldur, rezult c exist 7 variabile independente:

& & 2 debite: M 1 i M 2 ;4 temperaturi: T1i , T1e , T2i , T2e i suprafaa de schimb de cldur S.

Exist dou tipuri principale de calcul termic: calculul de proiectare, care presupune obligatoriu determinarea suprafeei de transfer de cldur S, celelalte 6 mrimi fiind legate n ecuaia bilanului termic; - calculul de verificare sau de stabilire a unui regim nenominal de funcionare, la care pentru un aparat dat (S cunoscut) se urmrete determinarea sarcinii termice pe care o poate transfera aparatul, a temperaturilor agenilor termici la ieirea din aparat, a unui debit i unei temperaturi, sau a altei combinaii de 2 mrimi.Calculul termic de proiectare prin metoda diferenei medii de temperatur are ca date de intrare 5 din cele 6 debite i temperaturi care caracterizeaz cei doi ageni termici.

Principalele etape ale calculului sunt: determinarea din ecuaia bilanului termic a debitului sau temperaturii necunoscute;cc determinarea Tmed ;

determinarea factorului de corecie F, n funcie de criteriile P i R i de tipul curgerii agenilor termici prin aparat; determinarea diferenei medii de temperatur Tmed (relaia 4.20.); determinarea coeficientului global de transfer de cldur Ks; determinarea suprafeei necesare de transfer de cldur.

Principala dificultate a calculului o constitue determinarea coeficientului global de schimb de cldur, deoarece de obicei, coeficienii de convecie depind de temperatura peretelui i de o dimensiune geometric a suprafeei de transfer (de exemplu nlimea peretelui la condensarea pe suprafeele verticale sau lungimea canalului n cazul curgerii monofazice laminare), valori care nu sunt cunoscute, impunndu-se alegerea lor i verificarea ulterioar a corectitudinii acestor valori.


87

Pentru aceasta exist dou metode de calcul: metoda iterativ i metoda grafoanalitic. Pentru calculele de verificare sau de regimuri nenominale cel mai des se utilizeaz metoda eficien-numr de uniti de transfer de cldur. Eficiena schimbtorului de cldur se definete ca raportul dintre fluxul termic transferat n aparat i fluxul maxim care s-ar putea schimba dac curgerea ar fi n contracurent i suprafaa de transfer de cldur ar fi infinit. Se poate scrie deci: = C (T T2i ) r =1 C1 (T1i T1e ) Q = = 2 2e Qmax C min (T1i T2i ) C min (T1i T2i ) (4.24)

Numrul de uniti de transfer de cldur se definete ca produsul dintre coeficientul global de transfer i suprafaa de transfer de cldur, raportat la capacitatea termic a agentului termic. Se poate defini astfel:

NTC1 =

K S 1 K s dS = s C1 s C1

(4.25)

NTC 2 =

1 C2

K dS =s s

KsS C2

(4.26)

Pentru diferite tipuri de curgere prin aparat se pot determina variaii de tipul: = f (NTC max , C min / C max , tipul curgerii )n tabelul 4.2. se prezint variaiile eficienei termice n funcie de NTC max i C min / C max , pentru o serie de tipuri de curgere uzuale [ 4.2. ]

Tabelul 4.2.Relaii de calcul pentru eficien n funcie de NTC max , C min / C max tipul curgerii

Nr. crt0

Tipul curgerii1

= f (N, C*)2

N = f (, C*)3

1 contracurent 2 echicurent

=

[ ( )] [ ( )] 1 exp[ N (1 + C )] =1 exp N 1 C * 1 C * exp N 1 C **

N=

1 1 ln * C 1 C 1*

1+ C

*

N=

ln[1 (1 + C )] 1+ C

88


continuare tabel 4.20 1 2 3

3 Curent ncruciat, ambele fluide neamestecate 4 Curent ncruciat, un fluid amestecat i altul neamestecat

exp NC * n 1 = 1 exp C *n -0,22 unde, n = N

(

)

Cmax - amestecat; Cmin neamestecat 1 = * 1 exp C * 1 e N C

{

[ ()

)]}}

1 N = ln 1 + * ln 1 C * C

(

)

= 1 exp 1 / C * [1 exp( NC )]

Cmax- neamestecat; Cminamestecat

{(

N =

1 C*

ln 1 + C * ln (1 )

[

]

5 Curent ncruciat ambele fluide amestecate Schimbtor cu evi i manta cu o trecere prin manta i 2,4,6 treceri prin evi

C* 1 1 = + * N 1 exp( N ) 1 exp NC

1

(

)

= 2 1 + C * + 1 + C *2

{

(

)

1/ 2

1

6

1 + exp N 1 + C *2 1 exp N 1 + C *2

( (

) )

1/ 2 1/ 2

N = 1 + C*2

(

)

1/ 2

2 / 1 C * 1 + C*2 1 / 2 ln 1/ 2 2 / 1 C * + 1 + C*2

( (

) )

7

8

Schimbtor cu n * evi i manta cu n = 1 p C 1 p 1 u n treceri prin 1 pC* / 1 p C* manta i 2n, 4n, 6n treceri prin nde:p eficiena pentru o trecere prin manta evi Orice schimbtor la care un fluid i schimb = 1 - e-N starea de agregare (C* =0)

[(

[(

)(

)(

)] )]

N = - ln (1 - )


89

Metoda - NTC este deosebit de util n special pentru calculul de verificare sau a unor regimuri de funcionare. n figurile 4.13. i 4.14. sunt prezentai algoritmii calculelor de regim de funcionare n cazul n care nu se cunosc dou temperaturi (fig.4.13.) sau o temperatur i un debit (fig. 4.14.)

& & S , M 1 , M 2 , T1i , T2i

3

Tie = alesT1m = 0,5(T1i + T1e )

1

T2e = alesT2 m = 0 ,5(T2i + T2e )

c p1 = f (T1m )

c p 2 = f (T2 m ) T2calc = T2i + e & M 1c p1 (T1i T1e ) & M c2 p2

T2 e = T2calc e1

Nu

T2e T2ce T2ce

< 0 ,01

Da

& C1 = M 1c p1

C min = min(C1 , C 2 ) C* = C min / C max2

& C2 = M 2c p2

C max = max(C1 , C 2 )

90 2


Calculul lui k sNTCmax = ks S Cmin

* = f (NTC max , Ctip curgere )

T1calc = T1i e

C minC1

(T1i T2i )

Nu

T1calc T1e e T1calc e

< 0 ,01

T1e = T1calc e3

T1calc = T2calc e eSTOPFig. 4.13. Algoritmul de calcul de verificare cu metoda - NTC (se determin dou temperaturi)

& S , M 2 , T1i , T2i , T1e

T2e = ales2

T2 m = 0 ,5(T2i + T2e )c p1 = f (T1m )

T1m = 0,5(T1i + T1e )

c p 2 = f (T2 m )1

Instalaii i echipamente termice din contururile industriale 1

91

& M1 =

& M2c p2 (T2e T2i ) c p1 (T1i T1e )

& C 1 = M 1 c p1 & C =M c2 2

C min = min (C 1 , C 2 ) C * = C min / C max

p2

C max = max (C 1 , C 2 )

Calculul lui k sNTC max = ks S Cmin

* = f (NTC max , Ctip curgere )

T2calc = T2i eNu

CminC2

(T1i T2i )

T2calc T2 e e T2calc e

< 0,01

T2e = T2calc e2

Da

& M 1 , T2calc eSTOP

Fig. 4.14. Algoritmul de calcul de verificare cu metoda - NTC (se determin o temperatur i un debit)

92


4.2. 4.2.1.

INSTALAII DE VAPORIZARE Noiuni generale

Vaporizarea sau evaporarea este operaia prin care un lichid este transformat n vapori. Vaporizarea se face cu aport de cldur din exterior, prin micorarea presiunii sau folosind simultan ambele procedee. De obicei, vaporizarea se face cu aport de cldur din exterior. Cnd vaporizarea are loc la temperatura de saturaie corespunztoare presiunii sistemului (temperatura de fierbere) operaia se numete fierbere. Soluia este un amestec omogen cu compoziie variabil n anumite limite, alctuit din dou sau mai multe substane (componentele soluiei). Solventul (dizolvantul) este componentul predominant cantitativ, cnd substanele au aceeai stare de agregare, sau componentul care are aceeai stare de agregare ca i soluia, cnd substanele amestecate nu au aceeai stare de agregare. ntruct n procesele industriale se ntlnesc frecvent soluiile n ap ale diferitelor substane solide, problemele prezentate n acest subcapitol se refer numai la acest tip de soluii. Principiile generale ale procesului de vaporizare sunt aplicabile i n cazul soluiilor care au ca solvent un alt lichid. Vaporizatoarele sunt echipamente termice n care se realizeaz vaporizarea solventului unei soluii binare (constituit din dou componente) prin fierberea acesteia. n timpul fierberii soluiei se degaj va

Documents

Bazele termoenergeticii