5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 1/15
UNIVERSITATEA TEHNICA DE CONSTRUCTII BUCURESTI
FACULTATEA DE INSTALATII
Proiect aparate termice
- CAZAN ABA -
Nume: Radu Cristian
Profesor: Mihalascu Gheorghe
Paul-Dan Stanescu
An: III, Seria: A, Grupa: 3
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 2/15
UNIVERSITATEA TEHNICA DE CONSTRUCTII BUCURESTI
FACULTATEA DE INSTALATII
STUDENT: RADU CRISTIAN
AN: III ; SERIA: A ; GRUPA: 3
Memoriu justificativ
Din echipamentul unei centrale termice se va proiecta un
cazan tip agregat – bloc – abur, efectuandu-se urmatoarele
calcule:
- calculul arderii combustibilului gazos ;- bilantul termic al cazanului ;- calculul focarului ;
- calculul termic al sistemelor convective ale cazanului ;
- echilibrarea suprafetelor .
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 3/15
UNIVERSITATEA TEHNICA DE CONSTRUCTII BUCURESTI
FACULTATEA DE INSTALATII
STUDENT: RADU CRISTIAN
AN: III ; SERIA: A ; GRUPA: 3
Tema de proiectare:
Din echipamentul unei centrale termice se va proiecta un
cazan tip agregat – bloc – abur cu urmatoarele caracteristici:
- debit orar ][)1.02(h
t N Dh ⋅+=
- temperatura de alimentare a consumului ][)5.0105(0 C N t °⋅−=
- tipul aerului 98.0= x
- presiunea de saturatie a aburului ][)1.02.2( bar N P s ⋅+=
- combustibilul gazos cu urmatoarea compozitie exprimata in
participanti volumetrici:
%0
%5.0)(
%5.1ta n )(
%)0 2.05()(
%)0 1.02(t a n )(
%)0 1.09(t a n )(
222
2
1 04
83
62
4
=====
=⋅−=⋅+=
⋅+=
OS H H C O
N a zo t
H C b u
N H C p ro p a n
N H C e
N C H m e
Date initiale: (N=25)
%0
%5.0
%5.1
%5.4
%25.2
%25.91
7.4
98.0
5.92
5.4
222
2
104
83
62
4
0
====
=
=
=
=
=
=
=
°=
=
OS H H CO
N
H C
H C
H C
CH
bar P
x
C t
ht D
s
h
Mod de functionare:
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 4/15
La arzatorul (1) este adus combustibil si aer. Arderea are loc in
focarul (2).
In focar, gazele de ardere se racesc de la temperatura teoretica de
2000 °C la inceputul focarului (in dreptul arzatorului) pana la 1000 °C la
sfarsitul focarului. Schimbul de caldura in focar este proponderent prin
radiatie.Gazele de ardere de la sfarsitul focarului cu 1000 °C sunt obligate
prin intermediul cutiei de intoarcere (4) sa patrunda in tevile din
convectivul I si sa mai strabata o data lungimea cazanului. Schimbul de
caldura este prin radiatie si convectie. La sfarsitul convectivului I
temperatura gazelor are in jur de 600 °C.
Prin intermediul cutiei de intoarcere fata (6) gazele de ardere sunt
obligate sa patrunda in tevile convectivului II si sa mai strabata o data
lungimea cazanului. Schimbul de caldura este proponderent prin
convectie si foarte putin prin radiatie.
Gazele sunt evacuate la cosul (8) cu o temperatura civilizata de 180
– 200 °C.
Apa este introdusa prin doua tevi perforate pe toata lungimea lor
situate simetric fata de axul vertical al cazanului. Aburul strabate
separatorul de picaturi (12) si e dat la consumator prin conducta de abur
(13).
Cazanul este prevazut cu o supapa de siguranta cu contragreutate
(16), cu o sticla de nivel (14) si cu un manometru (15). Pentru diminuarea
sarurulor inca existente in apa introdusa in cazan, acesta se purjeaza prin
intemediul unei conducte (11), purja fiind aruncata la canal.
• Calculul arderii combustibilului gazos
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 5/15
Volumul teoretic de aer necesar arderii:
3
3
0
10483624
2220
597.10
)5.15.65.4525.25.325.912(0476.0
]0)4
104()
4
83()
4
62()
4
41(000[0476.0
])4
(5.11.05.0[0476.0
Nm NmV
H C H C H C CH
O H C n
mS H H COV nm
=
⇒⋅+⋅+⋅+⋅⋅=
=−⋅++⋅++⋅++⋅++++⋅=
=−⋅+Σ+⋅+⋅+⋅⋅=
Volumul de bioxid de carbon:
3
3
0
1048362420
1525.1
)5.145.4325.2225.911(01.0
)432100(01.0)(01.0
2
2
Nm NmV
H C H C H C CH H C mCOCOV
C
nmC
=
⇒⋅+⋅+⋅+⋅⋅=
=⋅+⋅+⋅+⋅++⋅=⋅Σ++⋅=
Volumul de bioxid de sulf:
33
2 0)(01.02 Nm
NmS H V SO =⋅=
3
3
1525.101525.1222 Nm
NmV V V SOCO RO =+=+=
Volumul de azot:
3
32
0 377.8100
5.0597.1079.0
10079.0
2 Nm Nm N
V V N =+⋅=+⋅=
Volumul vaporilor de apa:
3
3
0
10483624
0220
317.2
597.10016.0)5.155.4425.25.325.912(01.0
597.10016.0)2
10
2
8
2
6
2
400(01.0
016.0)2
(01.0
2 Nm NmV
H C H C H C CH
V H C n
S H H V
H
nm H
=
⇒⋅+⋅+⋅+⋅+⋅⋅=
=⋅+⋅+⋅+⋅+⋅++⋅=
=⋅+⋅Σ++⋅=
Volumul teoretic total de gaze de ardere:
3
3
0 7865.111317.2377.81525.1222 Nm
NmV V V V O H N RO g =++=++=
Puterea calorica a combustibilului:
3
1048362422
225.39983
5.111845.44.91225.23.63725.910.358000
11844.9123.6370.3582299.1074.126
NmkJ H
H C H C H C CH S H H CO H
i
i
=
⇒⋅+⋅+⋅+⋅+++=
=⋅+⋅+⋅+⋅+⋅+⋅+⋅=
Bilantul termic al cazanului• Pierderi specifice si bilantul termic indirect al cazanului
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 6/15
C t bar P
C D
t t
s
ANEXA
s
h
s
°= → =
°=++=++≅
52.1497.4
1.2235.4
505052.149
5050
4
cos
C t kgK
kJ c
kg kJ t cV I
aer aer p
aer aer paer
°==
=⋅⋅=⋅⋅=
20;297.1
886.27420297.1597.100000
- Pierderile specifice de caldura prin entalpia gazelor de ardere evacuate
la cos: =⋅⋅⋅−⋅⋅⋅= )(1
00coscos2 oaer aer p g g p g
i
t cV t cV H
q α
106.0)20297.1597.103.11.22375.17865.11(225.39983
1=⋅⋅⋅−⋅⋅⋅=
kg kJ I
kgK kJ
t V
I c
t I diagrama
g g
g p
717.46223.1
;75.11.2233065.12
717.4622
cos
3.1;
cos
cos
= → =
=⋅
=⋅
=
=− α
α
- Pierderea specifica de caldura prin ardere incompleta de natura chimica:
-la focare cu ecranare puternica 015.03 =q
- Pierderea specifica de caldura prin ardere incompleta de natura
mecanica: 04 =q
- Pierderea specifica de caldura catre mediul exterior prin suprafetele
exterioare ale cazanului:
0203.0)5.4(104643.5104643.5 6577.026577.02
5 =⋅⋅=⋅⋅= −−−−h Dq
- Ppierderea specifica de caldura prin entalpia produselor sopide ale
arderii evacuate sub focar:0
6=q
Randamentul indirect al cazanului%87.858587.0)00203.00015.0106.0(1)(1 65432 ==++++−=++++−= qqqqqη
Consumul de combustibil
kg
kJ i
i xi xi
kg kJ i
kg kJ i
bar P
skg D D
s
kg D D
H
ii Dii D B
ANEXA s
p
h
i
p
686.2703
1(274698.0')1("2746"
3.630'
7.4
05.0251.104.0)05.003.0(
251.15.4278.0278.0
225.399838587.0
33.630(05.0)205.387686.2703(251.1)'()(*
4
00
=⇒
+⋅=⋅−+⋅=⇒
=
= → =
=⋅=⋅÷=
=⋅=⋅=
−−⋅+−⋅=
⋅−⋅+−⋅
=η
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 7/15
C t kgK
kjc x
kg kJ t ci
p
p
°===
=⋅=⋅=
5.92;186.4;98.0
205.3875.92186.4
0
00
• Bilantul termic direct al cazanului
Bilantul de ansamblu al cazanului de abur
'015.0 085.0' 251.1"
0
Q
BQ QQ V Q
ut
• Bilantul partial pe suprafete
Entalpia teoretica:
kg kJ I
iV H qqq I
t
aer f it
2.3887420297.1597.101.1225.39983)0203.00015.01(
)1( 00543
=⇒⋅⋅⋅+⋅−−−=
=⋅⋅+⋅−−−= α
Temperatura teoretica: C t I t
t I diagrama
t °= → ==− 17.18392.3874 1.1;α
Temperatura la sfarsitul focarului: C t f °÷= 1100900
kg kJ I C t f
t I diagrama
f 36.296741000 1.1; = → °= =− α
Fluxul de caldura preluat prin radiatie in focar este:kW I I q BQ f t R 857.1598)36.196742.38874()0203.01(085.0)()1( 5 =−⋅−⋅=−⋅−⋅=
Fluxul de caldura preluat in sistemul convectiv este:
kW QQQ
kW QQ
kW QQQ
sfcI sfc sfcII
sfc sfcI
Rut C
243.26297.1048213.1311
97.1048213.131180.0)85.075.0(
213.1311857.159807.2910
=−=−=
=⋅=⋅÷=
=−=−=
Entalpia gazelor de ardere la sfarsitul sistemului fierbator
convectiv
kg kJ
q B
Q I I
kg kJ
q BQ I I
sfcII
sfcI sfcII
sfcI
f sfcI
687.3928)0203.01(085.0
243.262827.7077
)1(
827.7077)0203.01(085.0
97.104836.19674)1(
5
5
=−⋅
−=−⋅
−=
=−⋅
−=−⋅
−=
C t kg
kJ I
C t kg
kJ I
sfcII
t I diagrama
sfcII
sfcI
t I diagrama
sfcI
°= → =
°= → =
=−
=−
61.190182.17049
314.360754.7003
3.1;
2.1;
α
α
Eroarea de inchidere a bilantului pertial pe suprafete:
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 8/15
%041.2100717.46272.38874
717.4627687.3928100
%01.21001.22317.1839
1.22361.190100
cos
cos
cos
cos
=⋅−
−=⋅
−
−=
=⋅−
−=⋅
−
−=
I I
I I
t t
t t
t
sfcII
I
t
sfcII
t
ε
ε
Calculul focarului
• Predimensionarea focarului prin calcul aproximativ
Aplicand relatia de schimb de caldura prin radiatie (Stefan –
Boltzmann) – metoda empirica, se obtine o suprafata preliminara de
schimb de caldura a focarului:
C C t
K t t t t t T
K t T
a K m
kW C
mT T
aC
QS
p
p s p fl p p
f f
f
O
P f
f O
R R
°=°÷=∆
=++=°+∆+=°+∆+=°+=
=+=°+=
=
⋅=
=
−
⋅⋅⋅
=
−
⋅⋅
=
−
−
223015
52.4442732252.149273)(273)(273
12732731000273
75.0
10765.5
3.14
100
52.444
100
127375.010765.5
867.1598
100100
'
423
2
44
344
'
'
In functie de debitul de abur Dh se alege diametrul tubului de
flacara: mm Dht Dh 76014007005.4 =÷=→=
Focar tub de flacara1 – Tub de flacara;
2 – Ecran la cutia de intoarcere;
3 – Samotare;
4 – Arzator.
m
D
DS
L
mm D D
R
R
s
8.5
76.0
4
76.03.14
4
35.75765.276065.2
22'
=
⋅
⋅−
=
⋅
⋅−
=
=−=−=
π
π
π
π
Volumul focarului:
32222
95.24
75735.07.0
4
76.08.5
44m
D L
D LV s
s R f =⋅
⋅+⋅
⋅=⋅
⋅+⋅
⋅=π π π π
mm L s 7001200600 =÷=
Suprafata peretilor:
222
42.164
76.02]7.075735.08.576.0[
4
2][ m
D L D L DS s s R p =
⋅⋅+⋅+⋅⋅=
⋅⋅+⋅+⋅⋅=
π π
π π
• Calculul final al focarului cu metoda aplicarii
invariantului de modelare
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 9/15
apeia partiala presiunea P
arderede gazeleinSO siCO gazelor a partiala presiunea P
bar P V
V P
bar P
bar P V
V V P
O H
RO
g
g
O H
O H
g
g
g
SOCO
RO
−
−
=⋅=⋅=
=
=⋅+
=⋅+
=
2
2
2
2
22
2
22
1966.017865.11
317.2
1
1966.017865.11
01525.1
Grosimea stratului radiant de gaze de ardere
mS
V l
p
f 647.0
42.16
95.249.0
49.0 =
⋅⋅=
⋅⋅=
Constanta de radiatie a gazelor din focar
27.0)0978.01966.0()1000
127338.01(
]647.0)0978.01966.0[(
1966.06.18.0
)()1000
38.01(])[(
6.18.0
5.0
5.0 22
22
2
=+⋅⋅−⋅⋅+
⋅+=
=+⋅⋅−⋅⋅+
⋅+= COO H
f
COO H
O H
g P P T
l P P
P K
Coeficientul de absorbtie in focar
16.011 647.027.0 =−=−= ⋅−⋅−eea
l K
f g
Constanta de radiatie a flacarii
5368.15.0
1000
12736.15.0
1000
6.1 =−⋅=−⋅= f
fl
T K
Coeficientul de absorbtie al flacarii
63.011 647.06368.1 =−=−= ⋅−⋅−eea
l K
fl fl
Ponderea absorbtiei flacarii cu cea a mediului radiant de gaze de
ardere
2.0
254.016.0)2.01(63.02.0)1(
=
=⋅−+⋅=⋅−+⋅=
β
β β
gazosl combustibideataautocarbur flacara pentru
aaa g fl
Radiatia partilor samotate ale focarului
871.042.16
3.14'
=== p
R
S
S ψ
Coeficientul de absorbtie al focarului
7.0
358.07.0871.0)254.01(254.0
254.0
)1(
=
=⋅⋅−+
=⋅Ψ⋅−+
=
ξ
ξ aa
aa f
Suprafata de radiatie
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 10/15
22'2
23
2
233
3
3
2
22
3
773.141.13.14087.129.0
17.211227317.1839273
43.1311273
17.2112
48.0
1
48.017.21121273358.07.010765.5
10857.1598
1110
mS mS mS
K t T
m
T
T
M M T T aC
QS
R R R
t t
f
t
t f f O
R R
=⋅<=<=⋅
=+=°+=
=
−⋅⋅
⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅
=
−⋅⋅
⋅⋅⋅⋅⋅⋅
=
−
ξ
Calculul termic al sistemelor convective ale cazanului
• Determinarea sectiunii de trecere pentru convectiv
Pentru cazanul cu 3 drumuri ABA, cu Dh > 4 t/h vom folosi tevi de
60 x 3 mm pentru convectiv.
Asezarea drumurilor dedesubtul si lateral de
tubul de flacara
1 – tub de flacara
2 – convectiv I3 – convectiv II
Convectiv I
Temperatura medie a gazelor de ardere
C t t
t I sfc f
m g °=+
=+
= 157.6802
314.3601000
2
Debitul de gaze mediu care circula prin tevi
3
3
00
3
906.13597.10)12.1(7865.11)1(
127.4273
)273157.680(906.13085.0
273
)273(
Nm NmV V V
sm
t V B D
g g
m g g
g
=⋅−+=⋅−+=
=+⋅⋅
=+⋅⋅
=
α
Viteza de circulatie a gazelor de erdere: smw g 2015÷=
Sectiunea necesara de trecere a gazelor de ardere
20 206.0
20127.4 m
w DS
g
g ===
Numarul necesar de tevi in focar
tevind
S n
i
921.90
4
054.0
206.0
4
'22
0 =⇒=
⋅=
⋅=
π π
sm
d n
Dw
i
g
g 587.19
4
054.092
127.4
4
22=
⋅⋅
=
⋅⋅
=π π
• Determinarea coeficientilor de transfer de caldura
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 11/15
K mW
d
N u
m L L L L
L
d N u
d w
m K W
sm
C t
c
s R f
i
m g
2
2
8.158.15
R e
4.08.03
2
R e
4.08.03
2
6
2
26
3 3.4 60 5 4.0
1 01 0.88 8 7.3 0
5.67.08.5
9 6.0)0 8 5.9 8 4 81 061()R e1 061(1 0 0 0 0R e
8 8 7.3 09 6 1.06 1 2.00 8 5.9 8 4 8]6 0 5
0 5 4.01[0 2 4.0
P r R e]1[0 2 4.0
2 3 0 00 8 5.9 8 4 83 5.1 0 8
0 5 4.01 05 8 7.1 9
R e
6 1 2.0P r
1 0.81 0
3 5.1 0 81 0
1 5 7.6 8 0
=⋅⋅
=⋅
=
=+=+===⋅⋅−=⋅⋅−=⇒<
=⋅⋅⋅
+⋅=
=⋅⋅⋅
+⋅=
⇒>=⋅⋅
=⋅
=
=
=⋅
=⋅
→°=
−
−−
λ α
ε
ε
υ
λ
υ
Presiunile gazelor triatomice
bar P V
V P
bar P V
V P
g
g
O H
O H
g
g
RO
RO
1666.01906.13
317.2
0828.01906.13
1525.1
2
2
2
2
=⋅=⋅=
=⋅=⋅=
Grosimea stratului radiantmd l i 0486.0054.09.09.0 =⋅=⋅=
Constanta de absorbtie
792.1)1666.00828.0()1000
157.68038.01(
]0486.0)0828.01666.0[(
1666.06.18.0
)()1000
38.01(])[(
6.18.0
5.0
5.0 22
22
2
=+⋅⋅−⋅⋅+
⋅+=
=+⋅⋅−⋅⋅+
⋅+= ROO H
m g
ROO H
O H P P
T
l P P
P K
Coeficientul de absorbtie a gazelor de ardere0834.011 0486.0792.1
=−=−=⋅−⋅−
eeal K
g
Coeficientul de transfer de caldura prin radiatia gazelor de ardere
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 12/15
K t T
K t t T
a
K mW
T
T
T
T
T
aa
a
m g m g
s fl p
p
m g
m g
P
m g
P
g
p
r
175.953273157.680273
52.4422732052.1492732027320
82.0
625.6157.953
157.953
52.4421
157.953
52.4421
0834.02
182.010765.5
1
1
2
110765.5
2
6.3
8
6.3
8
=+=+=
=++=++=++=
=
=⋅
−
−
⋅⋅+⋅⋅=
=⋅
−
−
⋅⋅+
⋅⋅=
−
−
Coeficiemtul de schimb de caldura prin convectie si radiatie de la
gazele de ardere
1
955.52625.633.461 2
=
=+⋅=+⋅=
ω
α α ω α K m
W r c f
• Determinarea coeficientului global de transfer de caldura
W
K m
s
mw
K mW K
g
f
f
23
23
395.110587.19
312.49955.5210395.11
955.52
1
=⋅⇒=
=⋅⋅+
=⋅+
=−
ε
α ε
α
• Determinarea diferentei medie de temperatura
C t t t
C t t t
C
t
t
t t t
s I sfc
s f
m
°=−=−=∆
°=−=−=∆
°=−
=
∆∆
∆−∆=∆
794.21052.149314.360
48.85052.1491000
583.458
794.210
48.850ln
794.21048.850
ln
min
max
min
max
minmax
• Determinarea suprafetei de schimb de caldura
m N d
S L
mt K
QS
i
m
972.292054.0
386.46
386.46583.458312.49
1097.1048 23
=⋅⋅
=⋅⋅
=
=⋅
⋅=
∆⋅=
π π
Convectiv II
Temperatura medie a gazelor de ardere
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 13/15
C t t
t II sfc I sfc
m g °=+
=+
= 462.2752
61.190314.360
2
Debitul de gaze mediu care circula prin tevi
3
3
00
3
966.14597.10)13.1(7865.11)1(
556.2273
)273462.275(966.14085.0
273
)273(
Nm NmV V V
sm
t V B D
g g
m g g
g
=⋅−+=⋅−+=
=+⋅⋅
=+⋅⋅
=
α
Viteza de circulatie a gazelor de erdere: smw g 2015÷=
Sectiunea necesara de trecere a gazelor de ardere
2
0 128.020
556.2m
w
DS
g
g ===
Numarul necesar de tevi in focar
tevind
S ni
56796.55
4
054.0128.0
4
'22
0 =⇒=
⋅=
⋅=
π π
sm
d n
Dw
i
g
g 93.19
4
054.056
556.2
4
22=
⋅⋅
=
⋅⋅
=π π
• Determinarea coeficientilor de transfer de caldura
K m
W
d
N u
m L L L L
Ld N u
d w
m K W
sm
C t
c
s R f
i
m g
2
2
8.158.15
R e
4.08.03
2
R e4.08.0
32
6
2
26
0 5 2.5 4
0 5 4.0
1 06 4 4.48 5 1.6 2
5.67.08.5
1)8 9 5.2 3 0 8 91 061()R e1 061(1 0 0 0 0R e
8 5 1.6 216 5 5.08 9 5.2 3 0 8 9]6 0 5
0 5 4.01[0 2 4.0
P r R e]1[0 2 4.0
23 0 08 9 5.2 3 0 8 96 1.4 6
0 5 4.01 09 3.1 9R e
6 5 5.0P r
6 4 4.41 0
6 1.4 61 0
4 6 2.2 7 5
=⋅⋅
=⋅
=
=+=+===⋅⋅−=⋅⋅−=⇒<
=⋅⋅⋅
+⋅=
=⋅⋅⋅ +⋅=
⇒>=⋅⋅
=⋅
=
=
=⋅
=⋅
→°=
−
−−
λ α
ε
ε
υ
λ
υ
Presiunile gazelor triatomice
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 14/15
bar P V
V P
bar P V
V P
g
g
O H
O H
g
g
RO
RO
155.01966.14
317.2
077.01966.14
1525.1
2
2
2
2
=⋅=⋅=
=⋅=⋅=
Grosimea stratului radiant
md l i 0486.0054.09.09.0 =⋅=⋅=
Constanta de absorbtie
K t T
P P T
l P P
P K
m g m g
ROO H
m g
ROO H
O H
462.548273462.275273
812.1)155.0077.0()1000
462.54838.01(
]0486.0)077.0155.0[(
155.06.18.0
)()1000
38.01(])[(
6.18.0
5.0
5.0 22
22
2
=+=°+=
=+⋅⋅−⋅⋅+
⋅+=
=+⋅⋅−⋅⋅+
⋅+=
Coeficientul de absorbtie a gazelor de ardere0843.011 0486.0812.1
=−=−=⋅−⋅− eea l K
g
Coeficiemtul de schimb de caldura prin convectie si radiatie de la
gazele de ardere
1
052.54052.541 2
=
=⋅=⋅=
ω
α ω α K m
W c f
• Determinarea coeficientului global de transfer de caldura
W K m
smw
K mW K
g
f
f
23
23
395.11093.19
036.5054.5710395.11
052.54
1
=⋅⇒=
=⋅⋅+
=⋅+
=−
ε
α ε
α
• Determinarea diferentei medie de temperatura
C t t t
C t t t
C
t
t t t t
s II sfc
s I sfc
m
°=−=−=∆
°=−=−=∆
°=−=
∆∆ ∆−∆=∆
09.4152.14961.190
794.21052.149314.360
787.103
09.41
794.210ln
09.41794.210
ln
min
max
min
max
minmax
• Determinarea suprafetei de schimb de caldura
m N d
S L
m
t K
QS
i
m
728.456054.0
499.50
499.50
787.103036.50
10243.262 23
=⋅⋅
=⋅⋅
=
=⋅
⋅=
∆⋅=
π π
Echilibrarea suprafetelor
5/11/2018 Proiect aparate - slidepdf.com
http://slidepdf.com/reader/full/proiect-aparate-55a0c9540b26a 15/15
m
qnqnd q D
QQq D
Q
L
S
S
S
II cv II cv I cv I cvi R f
II cv I cv R
f
R
II cv
II cv
II cv
I cv
I cv
I cv
R
Rrad
95.3)10193.55610614.2292(054.01005.11976.0
10243.2621097.1048)1005.1194
76.010857.1598(
)(
)4
(
10193.5
499.50
10243.262
10614.22386.46
1097.1048
1005.11943.13
10857.1598
333
3332
3
2
33
33
33
=⋅⋅+⋅⋅⋅⋅+⋅⋅⋅
⋅+⋅+⋅⋅⋅
−⋅=
=⋅+⋅⋅⋅+⋅⋅
++⋅⋅
−=
⋅=⋅
==
⋅=⋅
==
⋅=⋅
==
π π
π
π π
π
Recommended