Universitatea de Ştiinţe Agricole şi Medicină

Veterinară a Banatului TimişoaraFacultatea de Tehnologia Produselor Agroalimentare

Proiect la disciplinaOperaţii unitare în industria alimentară

Transfer de caldura prin ferbere si condensare

Prof. Coordonator:Dr. Ing. Rinovetz Alexandru

Student:Szijarto TivadarAnul II,Grupa 421 B

Timişoara 2012

1

Cuprins

CAPITOLUL 1

1.1.Introducere…………………………………………………………………….2

1.2.Clasificarea schimbătoarelor de căldură………………………………………3

1.3.Schimbătoarele de căldură cu fascicul tubular în manta.................................7

1.4.Modul de calcul al schimbătorului de căldură................................................11

1.4.1.Calculul sarcinii termice..............................................................................11

1.4.2.Calculul temperaturilor calorice si proprietăţile fizice ale fluidelor............12

1.4.3.Stabilirea geometriei schimbătorului de căldură..........................................13

1.4.4.Calculul coeficienţilor parţialşi global de transfer de căldură prin metodele:

Delaware, Donohue şi Kern...................................................................................14

1.5.Calculul căderilor de presiune.........................................................................21

1.6.Diametrele racordurilor....................................................................................23

CAPITOLUL 2

2.1.Date de proiectare..............................................................................................24

2.2.Calculul bilanţului termic al schimbătorului de căldură....................................25

2.3.Calculul temperaturilor calorice si proprietăţile fizice ale fluidelor..................26

2.4.Stabilirea geometriei schimbătorului de căldură................................................30

2.5.Coeficientul de convecţie interior......................................................................31

2.6.Coeficientul de convecţie exterior prin metoda Delaware.................................31

2.7.Verificarea coeficientului global de transfer de căldură....................................34

2.8.Metoda Donohue................................................................................................36

2.9.Metoda Kern.......................................................................................................38

2.10.Calculul căderilor de presiune în tuburi...........................................................40

2.11.Calculul căderilor de presiune în manta...........................................................40

2.12.Diametrele racordurilor....................................................................................41

CAPITOLUL 3

Concluzii..................................................................................................................42

CAPITOLUL 4

Masuri de protecţia muncii şi PSI pentru schimbătoare de căldură........................43

CAPITOLUL 5

Bibliografie..............................................................................................................46

2

CAPITOLUL 1

1.1. INTRODUCERE

Schimbătoarele de cădură sunt aparate destinate transmiterii căldurii de la un agent termic

mai cald la un agent termic mai puţin cald.

În aceste aparate se pot desfăşura diverse procese termice: variaţia temperaturii,

evaporare, fierbere, condensare, topire, solidificare şi în sfârşit, procese combinate mult mai

complexe.

Schimbătoarele de căldură pot funcţiona în instalaţiile industriale ca organe principale,

când reprezintă părţi componente ale unor procese tehnologice sau ale unor procese exclusiv

termice, sau ca organe secundare, introduse în instalaţii din motive de economie de căldură

sau de substanţă.

În ambele cazuri ele trebuie să satisfacă o serie de condiţii cum ar fi:

asigurarea unui schimb de căldură cât mai intens între agenţii termici;

respectarea regimului de temperaturi cerut de procesul tehnologic;

ridicarea siguranţei,securităţii şi fiabilităţii în exploatare;

realizarea într-o construcţie cât mai simplă, compactă, economică din punctul de

vedere al investiţiei şi al exploatării.

Pentru realizarea unui schimb de căldură cât mai intens, şi deci a unor aparate cât mai

compacte, agenţii termici trebuie să aibă greutatea specifică mare, căldură specifică ridicată,

vâscozitatea mică, căldură latentă de vaporizare mare, să nu formeze depuneri pe suprafeţele

de schimb de căldură şi să fie stabili din punct de vedere termic.

Pentru asigurarea unei fiabilităţi şi siguranţe ridicate în exploatare, agenţii termici

trebuie să fie neagresivi, chiar sub acţiunea îndelungată a unor temperaturi ridicate.

Gradul de răspandire şi costul redus al agenţilor influenţează micşorarea cheltuielilor

de investiţii şi de exploatare a schimbătoarelor de căldură.

În cazul nostru motorina este agentul termic mai cald, iar ţiţeiul agentul termic mai puţin

cald. Motorina prin manta şi ţiţeiul prin ţevi.

Schimbătoarele pot funcţiona ca agregate independente sau ca aparate în instalaţiile

complexe destinate transferului de căldură.

3

Majoritatea schimbătoarelor de căldură sunt aparate în care sunt delimitate două spaţii

pentru circulaţia celor două substanţe participante la schimbul de căldură.

Peretele care desparte cele două spaţii este suprafaţa de transmitere a căldurii sau

suprafaţa de încălzire (ori de răcire).Uneori suprafaţa despărţitoare nu exista, schimbul de

căldură între substanţe făcându-se prin contact direct. Dacă, în cazurile din urmă, ambele

substanţe sunt fluide şi formează faze distincte, schimbul de căldură este însoţit şi de schimb

de materie.

Un schimb de căldură trebuie să realizeze un schimb cât mai intens de căldură cu o cât

mai mică pierdere de presiune a fluidului care circulă prin aparat. O pierdere mare de presiune

nu este un inconvenient când fluidul se găseşte la presiune ridicată, impusă de alte condiţii

tehnologice.

De obicei, presiunea lichidelor corespunde înălţmii limitate a rezervorului sau presiunii

de pompare şi se cere să se găsească compromisul cel mai raţional din punct de vedere

economic între un bun schimb de căldură (de exemplu ţevi lungi şi subţiri) şi un cât mai mic

consum de energie la pompare.

1.2. CLASIFICAREA SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ

Deoarece există o gamă variată de schimbătoare de căldură, ele se clasifică după mai

multe criterii, ţinând seama de principiile funcţionale şi constructive.

a) După modelul de transfer de căldură, schimbătoarele se împart:

schimbătoare de căldură de suprafa ț ă , la care propagarea căldurii de la mediul

încălzitor la cel încălzit se efectuează prin pereții separatori, confecționați din

materiale cu un coeficient ridicat de conductivitate, transferul de căldură făcându-

se de cele mai multe ori în regim staționar, temperaturile nemodificându-se în

timp.

Dacă cele două fluide vin în contact permanent cu suprafaţa de schimb de căldură, fluxul

termic prin acesta fiind unidirecţional, schimbătorul de căldură este de tip recuperativ.

Acest tip de aparat este cel mai răspândit, el putând fi realizat în numeroase variante

constructive. În figura următoare este prezentat schematic cel mai simplu astfel de aparat,

schimbătorul ţeavă în ţeavă, constituit din două ţevi concentrice, unul dintre fluide circulând

prin interiorul ţevii centrale, celălalt prin spaţiul dintre cele două ţevi.

4

Dacă agenţii termici vin în contact alternativ cu suprafaţa de transfer de căldură, fluxul

termic schimbându-şi periodic direcţia, schimbătorul de căldură este de tip regenerativ.

Din categoria schimbătoarelor de căldură de suprafaţă face parte şi schimbătorul de

căldură cu strat fluidizat, la care transferul de căldură are loc între un fluid şi un material solid

care se deplasează sub forma unui strat fluidizat pe lângă suprafaţa de schimb de căldură.

Fluidizarea se realizează prin insuflarea unui gaz, de obicei aer, peste materialul solid

granulat.

Fig.1.1 Schimbător recuperativ ţeavă în ţeavă

schimbătoare de căldură de amestec , la care procesul de transfer se realizează prin

amestecarea mediilor. La calculul schimbătoarelor de căldură cu amestec se

consideră numai acelea care lucrează cu agenți fluid-fluid. Schimbătoarele

folosind agenți fluid-fluid sunt considerate cu suprafață de separație, realizată de

însăși suprafața agentului termic încălzit sau răcit.

Schimbătoarele de căldură de amestec sunt mai simple constructiv decât cele de suprafaţă

şi realizează o utilizare mai complexă a căldurii, de aceea se recomandă în cazurile în care

procesele tehnologice permit amestecarea mediilor.

Transferul de căldură şi masă în agregatele cu amestecare directă are loc continuu,

regimul fiind staţionar.

Ele pot fi aparate fără umplutură (figura 1.2.a), la care transferul de căldură se realizează

la suprafaţa fluidului pulverizat în picături fine sau care curge în şuviţe sau aparate cu

umplutură (figura 1.2.b) la care transferul termic apare la suprafaţa unei pelicule formate pe

umplutura schimbătorului.

5

Fig.1.2.Schimbător de căldură cu contact direct fără umplutură(a),Schimbătorul de

căldură cu contact direct cu umplută(b)

b) Clasificarea în funcţie de tipul constructiv:

recuperative : tubulare, țeavă în țeavă, cu ţevi şi manta, cu serpentine,

plane, cu plăci, spirale, lamelare, cu suprafeţe extinse, cu ţevi nervurate,

cu plăci nervurate

regenerative : cu umplutură fixă, cu umplutură mobilă, rotative, cu strat mobil,

strat fluidizat

c) Clasificarea în funcţie de starea de agregare a agenţilor termici:

schimbătoare de căldură pt lichid-lichid

schimbătoare de căldură pt lichid-vapori

schimbătoare de căldură pt lichid-gaz

schimbătoare de căldură pt vapori-gaz

schimbătoare de căldură pt gaz-gaz

d) Clasificarea în funcţie de compactitatea aparatului:

Compactitatea unui schimbător de căldură este caracterizată de raportul dintre suprafaţa

sa de schimb de căldură şi volumul său. În funcţie de acest criteriu distingem:

schimbătoare compacte

schimbătoare necompacte

6

e) După direcţia de deplasare a agenţilor termici

Când ambele medii sunt în mişcare, se deosebesc următoarele tipuri de schimbătoare:

cu echicurent(a)

cu contracurent(b)

cu curent încrucişat(c)

cu curent mixt sau combinat(d)

Fig.1.3. Sensul de curgere a schimbătoarelor

Curgerea în echicurent apare în cazul circulaţiei agenţilor termici, paralel şi în acelaşi

sens, pe lângă suprafaţa de transfer de căldură.Acest tip de curgere realizează cea mai mică

diferenţă medie de temperatură, însă cea mai bună răcire a peretelui în zona de intrare a

fluidului primar.

Curgerea în contracurent presupune că cei doi agenţi termici circulă pe lângă suprafaţa de

schimb de căldură, paralel şi în sensuri contrarii.Curgerea în contracurent asigură cea mai

mare diferenţă medie de temperatură între agenţii termici, însă temperatura peretelui la

intrarea fluidului cald este maximă.

Curgerea în curent încrucişat presupune curgerea perpendiculară a celor doi agenţi

termici. În acest caz se pot distinge 3 situaţii: ambele fluide amestecate, un fluid amestecat şi

celălalt neamestecat, ambele fluide neamestecate.

Un fluid se numeşte „amestecat” atunci când în orice plan normal pe direcţia sa de

curgere are aceeaşi temperatură, deci temperatura sa variază numai în lungul curgerii.În cazul

fluidului „neamestecat” există o diferenţă de temperatură şi în direcţia normală la curgere.

7

În cazul în care agenţii termici au mai multe treceri prin ţevi sau manta, apare cazul

curgerii combinate, care este o combinaţie a celor 3 tipuri anterioare de curgere.

f) După natura procesului tehnologic principal :

Schimbătoarele de căldură pot realiza multiple scopuri,în funcţie de aceasta, întâlnim:

preîncălzitoare

răcitoare

vaporizatoare

generatoare de vapori

răcitoare frigorifice

condensatoare

boilere

g) După numărul de treceri ale agentului termic se deosebesc:

schimbătoare de căldură cu o singură trecere;

schimbătoare de căldură cu mai multe treceri, în care unul sau ambii agenţi termici

sunt obligaţi, prin pereţi despărţitori longitudinali sau transversali faţa de axa

geometrică a aparatului să-şi schimbe succesiv sensul de mişcare.

h) Clasificarea în funcţie de material:

Majoritatea schimbătoarelor de căldură sunt metalice, având suprafaţa de schimb de

căldură din fontă, oţel, cupru, alamă, oţel inoxidabil, titan.

Se mai pot întâlni şi schimbătoare de căldură din materiale nemetalice, cum sunt cele

ceramice, din sticlă, din grafit sau din materiale plastice.

1.2. Schimbătoare de căldură cu fascicul tubular în manta

Schimbătoarele de căldură cu fascicul tubular în manta sunt cele mai utilizate tipuri de

schimbătoare. Ele prezintă o arie specifică de transfer de căldura relativ mare (18-40 m2/m3 la

schimbătoarele tub in tub) şi un consum specific de metal relativ redus (35-80 kg/m2, în raport cu

aproximativ 175 kg/m2 la schimbătoarele tub în tub).

8

Fig.1.4. Schimbător de căldură cu fascicul tubular în manta

În figura 1.4 este redată schema celui mai simplu schimbător de căldură cu fascicul

tubular în manta. El se compune dintr-o manta cilindrică prevazută la extremităţi cu flanşe, două

capace prevăzute cu flanşe spre interior, două plăci tubulare care se fixează (cu garnituri de

etanşare) între flanşele mantalei şi capacelor şi fasciculul de tuburi, mandrinate în plăcile

tubulare. Acest schimbător este rigid (plăci tubulare fixe în raport cu mantaua), pentru că nu

permite o dilatare sau contractare independentă a tuburilor (este solicitată mandrinarea).

Racordurile (ştuţurile) pentru fluidul care circulă prin tuburi se află la capace şi acest fluid trece

în paralel prin toate tuburile, într-un singur sens. Mantaua conţine tot două racorduri, fluidul

corespunzător circulând longitudinal prin spaţiul intertubular (secţiunea de curgere constantă), în

contracurent cu fluidul din tuburi. În partea superioară a schimbătorului, atât la manta cât şi la

capace, există dopuri cu filet pentru evacuarea iniţiala a aerului. La o condensare de vapori,

vaporii intră în partea superioară, iar condensul este evacuat la partea inferioară (la vaporizare

circulaţia se face de jos în sus). Pentru fluidele fără transformare de fază, intrarea poate fi jos sau

sus, iar ieşirea, fie pe partea opusă, fie uneori chiar pe aceiaşi parte.

Alegerea trecerii fluidelor prin tuburi sau manta se face după următoarele criterii:

fluidul cu temperatură mai mare se trece prin tuburi, pentru a se reduce pierderea

de căldură către mediul ambiant;

fluidul cu debit volumic mai mare se trece prin manta;

fluidul cu presiune mai mare se trece prin tuburi, acestea rezistând la presiune mai

uşor decât mantaua;

fluidul pentru care se doreşte o cădere de presiune mai mică se trece prin manta;

fluidul care depune mai multă murdărie pe suprafaţa tuburilor se trece prin tuburi,

pentru că acestea se curaţă mai uşor în interior, prin demontarea capacelor;

fluidul mai coroziv se trece prin tuburi, pentru că acestea pot fi înlocuite sau

izolate mai uşor.

Creşterea coeficientului de convecţie în interiorul tuburilor se poate obţine prin creşterea

vitezei fluidului (acest avantaj este însoţit de dezavantajul creşterii căderii de presiune). Pentru

creşterea vitezei în tuburi, se introduc în camerele de distribuţie (sub capace) şicane, astfel încât

se obţin două sau mai multe pasuri (treceri) prin tuburi.

Schimbătoarele din figurile 1.5 şi 1.6 funcţionează cu două pasuri în tuburi (iniţial

curgerea de la stânga spre dreapta şi apoi de la dreapta spre stanga, în raport cu cazul unui singur

9

pas, secţiunea de curgere s-a redus la jumătate, iar viteza s-a dublat), iar cel din figura 1.5 cu

patru pasuri în tuburi.

Fig.1.5. Schimbător de căldură cu capac flotant

Fig.1.6.Schimbător de căldură cu tuburi

Pentru majorarea vitezei fluidului în manta, pot fi utilizate şicane longitudinale. În figura

1.7, prin prezenţa unei astfel de şicane se realizează două pasuri în manta. Se constată la acest

schimbător, cu 2 pasuri în manta şi 4 pasuri în tuburi, că global fluidele circulă în sens invers

(unul de jos în sus şi celălalt de sus în jos).

Fig.1.7.Schimbător de căldură cu două pasuri în manta şi patru în tuburi

În majoritatea cazurilor practice, se utilizează şicane transversale segment de cerc (fig

1.3 şi 1.4), care duc în general la o curgere transversală pe tuburi (secţiunea de curgere este

variabilă; apar turbulenţe ce îmbunătăţesc transferul de căldură; prin fixarea distanţei dintre

şicane, se realizează viteza medie dorită pentru fluidul din manta). În figura 1.6 sunt schiţate şi

alte tipuri de şicane transversale, foarte rar utilizate (şicane “inel şi disc” şi şicane “benzi

laterale-bandă centrală”).

10

Obişnuit şicanele segment de cerc lasă libere ferestre orizontale, alternativ sus şi jos. La

condensatoare şi la schimbătoarele cu două pasuri în manta se utilizează ferestre verticale.

Fig. 1.8.Ferestre orizontale

Şicanele transversale sunt solidarizate cu o placă tubulară, prin intermediul unor tije şi

distanţiere (fig.1.6). La intrarea fluidului în manta este prevăzută o placă deflectoare (fig.1.6),

care reduce şocurile asupra tuburilor.

În unele cazuri se utilizează în manta o curgere scindată (fig. 1.9.a, în special la

vaporizatoare) sau o curgere divizată (fig. 1.9.b; printre două şicane alăturate circulă jumătate

din debitul de fluid).

a) b) Figura.1.9.Schimbător de căldură cu manta cu scurgere scindată.a) sau cu curgere divizată b)

Pentru a nu se solicita mandrinarea şi pentrucu a se evita apariţia etanşeităţilor, trebuie

să se asigure o dilatare liberă a tuburilor în raport cu mantaua schimbătorului. Această

problemă este rezolvată în special prin utilizarea schimbătoarelor cu cap flotant sau a

schimbătoarelor cu tuburi U.

În figura 1.5. este prezentat un schimbător de căldură cu cap flotant. Placa tubulară mică

are un diametru mai redus decât diametrul interior al mantalei şi , după demontarea capacului

mic (acesta este fixat prin intermediul unui inel), fasciculul poate fi extras cu ambele plăci

tubulare. În unele cazuri, pentru o alunecare mai uşoară, şicanele inferioare se sprijină pe nişte

role. Obişnuit, schimbătoarele cu cap mobil au un număr mare de pasuri în tuburi. Dacă este

necesar să se lucreze cu un pas în tuburi, capacul mic este prevăzut cu un racord axial, care

iese prin capacul mare, printr-o presetupă.

În figura 1.6 este prezentat un schimbător de căldură cu tuburi U. Aceste schimbătoare

pot avea în tuburi numai un număr par de pasuri.11

Mai puţin utilizate, pentru preluarea dilatărilor inegale, sunt schimbătoarele cu

compensator de dilataţie la manta, cele cu o placă tubulară flotantă, care asigură etanşarea pe

un sistem de garnituri şi cele cu ţevi duble concentrice (fluidul circulă într-un sens prin

tuburile de diametru mic, care nu constituie o suprafaţă de transfer de căldură, şi în sens

invers prin spaţul intertubular, tuburile de diametru mare fiind închise la capătul liber;

camerele de distribuţie se află de aceeaşi parte).

1.4.Modul de calcul al schimbătorului

1.4.1 Calculul sarcinii termice

Bilanţul termic se determină prin intermediul relaţiei :

Qcedată = Qprimita + Q pierderi

Qprimita = 95%× Qcedată

Qpierderi = 5%× Qcedată

Qcedată = m×Δi

Qp = mr×( -

unde: mr =debitul masic al fluidului rece (ţiteiul)

mc =debitul masic al fluidului cald (motorină)

Δi = diferenţa de entalpie a fluidului între ieşire si intrare

Entalpia ţiţeiului şi a fracţiunilor petroliere lichide se calculează cu relaţia:

1.4.2.Temperaturile calorice şi proprietăţile fizice ale fluidelor

Iniţial se calculează difereţa medie logaritmică cu relaţia conform schemei

12

Temperaturile calorice ale fluidelor care schimbă căldură într-un schimbător sunt acele

temperaturi caracteristice la care trebuiesc luate proprietăţile fizice ale fluidelor, astfel încât

valoarea medie obtinuţă pentru ked să corespundă realităţii.

Temperaturile calorice ale fluidelor sunt mai mici decat temperaturile medii aritmetice

corespunzatoare şi se stabilesc cu urmatoarele relaţii:

În care: indicele “c” se refera la fluidul cald, iar “r” la fluidul rece; indicele “i” pentru

intrare, iar indicele “e” pentru iesirea din schimbator.

Fc se numeste factor caloric si are, de obicei, valori cuprinse intre 0,3 si 0,5.

Factorul caloric se calculează cu relaţia:

Proprietăţile fizice ale fluidelor

densitatea, în kg/m3, se calculează cu formula:

Densitatea se calculează cu formula :

13

căldura specifică, în kJ/kg0C, se calculează cu relaţia:

conductivitatea termică, in W/m0C, se calculează cu relaţia:

vâscozitatea cinematică, în m2/s, se calculează cu formula:

vâscozitatea dinamică, în kg/ms, se calculează cu formula:

1.4.3.Stabilirea geometriei schimbătorului de căldură

Metoda Universităţii Delaware

Se admite un schimbător cu cap mobil, cu un pas în manta şi două pasuri în tuburi, fluidul

care circulă prin tuburi fiind ţiţeiul, iar prin ţevi motorina.

Această metodă presupune urmatoarele calcule:

Diferenţa medie de temperatură dintre fluide:

14

Pentru un schimbător cu “n” treceri prin manta şi “2n”treceri prin tuburi, relaţia lui ∆t

este:

Aria de transfer de schimb de căldură necesară :

Se presupune ked = 200÷400

Se calculeză şi se determină numărul total de tuburi cu relaţia:

Apoi se determină numărul de tuburi efectiv din tabele de tipizare, iar apoi se alege

diametrul interior al mantalei.

Se recalculează aria de transfer şi coeficientul global

1.4.4.Calculul coeficienţilor parţiali şi global de transfer de căldurăMetoda Delaware

Calculul coeficientului de convecţie interior

Coeficientul de convecţie se poate calcula cu relaţia criterială Nusselt:

Din cele două relaţii se scoate αi:

După care se calculează criteriile Reynolds şi Prandtl:

15

Viteza ţiţeiului în tuburi:

Unde: = debitul masic al al fluidului rece (ţitelui)

= diametrul interior al ţevii

, , =proprietăţile fizice al ţiţeiului (densitate, căldură specifică, vâscozitatea

dinamică, conductivitatea termică)

Np = numărul de pasuri prin tuburi

Coeficientul de convecţie exterior

Pentru aşezarea în triunghi echilateral:

Secţiunea de curgere pentru care se calculează viteza:

Se admite Di – Df = 40mm; diametrul exterior al fascicului

Se admite distanţa dintre şicane x = 0,4m (şicane transversal segment de cerc).

16

Unde: = debitul masic al al fluidului cald (motorina)

de = diametrul exterior al ţevii

= diametrul interior al mantalei

, , =proprietăţile fizice al motorinei (densitate, căldură specifică, vâscozitatea

dinamică, conductivitatea termică)

s = pasul tuburilor pe şir

Se admite înăltimea relativă a şicanelor h/Di din tabel.

Se citeşte din tabel parametrul z = f (Di; h/Di).

Primul factor de corecţie:

Aria totală a ferestrei se cişte din tabel în funcţie de h/Di

Numărul de tuburi din fereastră:

Aria liberă a ferestrei:

Aria de curgere dintre tuburi şi orificii:

Se admite d0 – de = 1mm;

Aria de curgere dintre şicană şi manta:

Se admite: Di – Dş = 5 mm

17

Al doilea factor de corecţie se citeşte din tabel, prin interpolare:

Al treilea factor de corecţie:

Se admite numărul perechilor de şicane longitudinale de etanşare Nsl = 2.

Numărul şirurilor de tuburi plasate între marginile ferestrelor:

s’=

Se calculează coeficientul de convecţie exterior cu relaţia:

Verificarea coeficientului global de transfer

Coeficientul global de transfer pentru schimbătorul fără depuneri, admiţându-se tpi = tpe =

tp şi (µ/µp)0,14 =1

Diferenţa de temperatură la exteriorul tuburilor:

18

Temperatura peretelui:

La aceasta temperatură tp se calculează atât pentru ţiţei cât şi pentru motorină

Valorile coeficienţilor de convecţie:

Coeficientul global de transfer de căldură( cu depuneri):

Se admit următoarele rezistenţe termice specifice ale depunerilor:

; =0,0004 /W.

Conductivitatea termică a peretelui se ia la temperatura peretelui.

Aria de transfer necesară:

Supradimensionarea schimbătorului:

Metoda Donohue

Se aplică pentru calculul lui αe , considerând secţiunea liberă de curgere în timpul

tuburilor dintr-o fereastră:

19

Unde:

S’f = aria totală a ferestrei [m2]

Stf = aria din fereastră ocuptă de tuburi [m2]

Aria totala a ferestrei (segment de cerc ) se calculează cu formula:

Înălţimea ferestrei:

Aria din fereastră ocupată de tuburi se calculează cu relaţia:

Unde:Fn = fracţiunea din numărul total de tuburi aflate între două deschideri successive

ale şicanelor.

Se admite Di – Df = 40mm; diametrul exterior al fascicului

Secţiunea liberă de curgere în timpul tuburilor dintr-o fereastră va fi:

Secţiunea medie Sm, exprimată ca medie geometrică între aria liberă în curgerea

transversală , Sfa , şi aria liberă în zona de curgere în lungul tuburilor Sf .

Unde secţiunea liberă de curgere din axul aparatului se calculează în funcţie de aşezarea

tuburilor ( ).

20

Se calculează viteza masică a motorinei care este raportul dintre debitul masic şi secţiunea medie:Se determină valoarea criteriului Reynolds şi al lui Prandtl:

Coeficientul de convecţie exterior se calculează:

Coeficientul global de transfer de caldură în care se ţine seama şi de rezistenţele

depunerilor de murdării ( .

Eroarea:

Metoda Kern

Secţiunea liberă de curgere din axul aparatului se calculează funcţie de aşezarea tuburilor

( ).

Viteza masică se obţine prin împărţirea debitului masic la secţiunea :

21

Diametrul echivalent calculat pentru o secţiune axială de curgere:

Se determină criteriile Reynolds şi Prandtl:

Coeficientul de convecţie exterior se calculează:

Coeficientul global de transfer de caldură în care se ţine seama şi de rezistenţele

depunerilor de murdării ( .

Eroarea:

1.4.5.Calculul căderilor de presiune

Căderea de presiune în tuburi

Pentru căderea de presiune în tuburi se utilizează relaţia:

22

Căderea de presiunea în manta

Căderea de presiune a fluidelor care circulă prin mantaua schimbătoarelor de căldură

prevăzute cu şicane transversal segment de cerc, fluide care nu işi schimbă starea de

agregare, se calculează cu relaţia:

Număr de şicane transversale :

Numărul de şiruri de tuburi dintr-o fereastră:

Căderea de presiune necorectată, la curgerea transversală peste fascicule, între două

şicane, are expresia:

Pentru fasciculul de tuburi admis, la Re se citeşte din tabel coeficientul de frecare, f.

Căderea de presiune necorectată, la curgerea longitudinală, printr-o fereastră de şicană,

are expresia:

este un factor de corecţie care ţine seamă de curgerile longitudinale secundare, el se

citeşte din tabel.

este un factor de corecţie care ţine seamă de curgerile transversal laterale şi se

calculează cu relaţia:

23

are valori cuprinse aproximativ între 0,3 şi 1.

Căderea de presiune totală:

1.4.6.Calculul diametrelor racordurilor

Pentru fiecare fluid ştuţul de ieşire se ia identic cu cel de intrare.

Utilizându-se debitele volumice medii, se aleg diameter standardizate, astfel încât

vitezele lichidelor să fie de ordinal 1..2 m/s

Pentru ţiţei:

Se aleg de = 355.6mm si di = 333.3 mm

Pentru motorină:

Se aleg de = 273 mm si di = 245 mm

24

Capitolul 2

2.1.Date de proiectare

Să se execute proiectul unui schimbător de căldură cu fascicul tubular în manta cu ţevi

netede pentru încălzirea ţiţeiului, pe seama unui flux fierbinte de motorină, având datele de mai

jos:

Tabelul 1

Caracteristici În ţevi În manta

Produs Ţiţei Motorină

Debit [t/h] 340 120

Factor de caracterizare, k 11,8 12

Temperaturi [0C]

Intrare

Ieşire

110

145

300

218

d1515 0,862 0,810

Presiunea absolută pe circuit [bar] 15 5

Nr de treceri 2 1

Date constructive :

Tuburile fascicului au urmatoarele dimensiuni:

- diametrul interior al tuburilor = 20mm;

- diametrul exterior al tuburilor = 25mm;

- lungimea tuburilor = 6m.

Segmentul de şicană reprezintă 25% faţă de diametrul interior al mantalei.

Unghiul la centru este 1350.

Grosimea şicanelor transversale este de 4,5mm.

25

Să se calculeze:

sarcina termică a schimbătorului de căldura;

coeficientul parţial şi global de transfer de căldură prin metodele: Kern, Donohue

si Universităţii Delaware;

căderile de presiune în tuburi;

diametrele racordurilor.

26

2.2.Bilanţul termic pe schimbătorul de căldură

Bilanţul termic se determină prin intermediul relaţiei :

Qcedată = Qprimita + Q pierderi

Qprimita = 95%× Qcedată

Qpierderi = 5%× Qcedată

Qcedată = m×Δi

unde: m =debitul masic

Δi = diferenţa de entalpie a fluidului între ieşire si intrare

Se dau următoarele:

pentru ţiţei: mr = 340t/h = 94,44 kg/s;

tre = 1450C;

pentru motorină: mc = 120t/h =33,33kg/s; k = 12;

tci = 3000 C;

Entalpia ţiţeiului şi a fracţiunilor petroliere lichide se calculează cu relaţia:

pentru ţiţei:

la tri = 1100C:

la tre = 145oC:

Flux termic schimbat:

Qp = mr×( -

27

Qp = 94,44×(303,63 -222,42 = 7666,22 ×103W

Qc = W

pentru motorină:

la tci = 3000C:

8069,7×103 = 33,33× ( 758,34 – ice) ice = 516,23

tce = 2180C

2.3.Temperaturile calorice şi proprietăţile fizice ale fluidelor

Temperaturile calorice ale fluidelor care schimbă căldură într-un schimbător sunt acele

temperaturi caracteristice la care trebuiesc luate proprietăţile fizice ale fluidelor, astfel încât

valoarea medie obtinuţă pentru ked să corespundă realităţii.

Temperaturile calorice ale fluidelor sunt mai mici decat temperaturile medii aritmetice

corespunzatoare şi se stabilesc cu urmatoarele relaţii:

In care: indicele “c” se refera la fluidul cald, iar “r” la fluidul rece; indicele “i” pentru

intrare, iar indicele “e” pentru iesirea din schimbator.

Fc se numeste factor caloric si are, de obicei, valori cuprinse intre 0,3 si 0,5.

28

3000C → 2180C (motorină)

1450C ← 1100C (ţiţei)

∆tM = 1550C; ∆tm = 1080C

Factorul caloric:

Temperatura calorică a produsului cald este:

Temperatura calorică a produsului rece este:

Proprietăţile fizice ale agenţilor termici:

densitatea , in kg/m3, se calculează cu formula:

Densitatea se calculează cu formula :

- pentru motorină:

- pentru ţiţei:

29

căldura specifică , in kJ/kg0C, se calculează cu relaţia:

- pentru motorină:

- pentru ţiţei:

conductivitatea termică , in W/m0C, se calculează cu relaţia:

- pentru motorină:

- pentru ţiţei:

vâscozitatea cinematică , în m2/s, se calculează cu formula:

30

- pentru motorină :

- pentru ţiţei:

vâscozitatea dinamică , în kg/ms, se calculează cu formula:

- pentru motorină :

- pentru ţiţei:

Tabelul 2

Proprietăţile fizice Ţiţei Motorină

Debit [kg/s] 94.44 33.33

Căldura cedată [W] 7666.22103 8069.7103

Temperatura calorică 127 257

Densitatea [kg/m3] 784 626

Căldura specifică [kj/kgC] 2.318 2.984

Conductivitatea termică

[W/mC]

0.1266 0.1246

31

Vâscozitatea cinematică

[m2/s]

1.79910-6 0.25410-6

Vâscozitatea dinamică

[kg/ms]

1.41010-3 0.15910-3

2.4.Stabilirea geometriei schimbătorului de căldură

Metoda Universităţii Delaware

Se admite un schimbător cu cap mobil, cu un pas în manta şi două pasuri în tuburi,

fluidul care circulă prin tuburi fiind ţiţeiul, iar prin ţevi motorina.

Diferenţa medie de temperatură dintre fluide:

Pentru un schimbător cu “n” treceri prin manta şi “2n”treceri prin tuburi, relaţia lui ∆t

este:

Am ales un schimbător cu o trecere prin manta şi două prin tuburi.

Se presupune coeficientul global de transfer de căldură cu depuneri ked = 290 W/m2 0C.

Aria de transfer de căldură necesară:

Se aleg tuburi cu L = 6m, de = 25 mm, di = 20 mm, aşezate în triunghi echilateral cu latura

s = 32mm.

Numărul total de tuburi:

32

Din tabelele de tipizare a schimbătoarelor de căldură, se alege schimbatorul cu :

nt = 468 tuburi; Di = 0,8 m

Recalcularea ariei şi coeficientului global:

2.5.Coeficientul de convecţie interior

Viteza ţiţeiului în tuburi:

Se aplică relaţia:

2.6.Coeficientul de convecţie exteriorPentru aşezarea în triunghi echilateral:

33

Secţiunea de curgere pentru care se calculează viteza:

Se admite Di – Df = 40mm; diametrul exterior al fascicului :

Df = 0,8 – 0,04 = 0,76.

Se admite distanţa dintre şicane x = 0,4m (şicane transversal segment de cerc).

Se admite înăltimea relativă a şicanelor h/Di = 0,8.

Se citeşte din tabel z = f (Di; h/Di) = 0,76.

Primul factor de corecţie:

Aria totală a ferestrei (pentru h/Di = 0,8):

Numărul de tuburi din fereastră:

Aria liberă a ferestrei:

34

Aria de curgere dintre tuburi şi orificii:

Se admite d0 – de = 1mm; d0 = 0,026mm

Aria de curgere dintre şicana şi manta:

Se admite: Di – Dş = 5 mm; Ds = 0,795m

Al doilea factor de corecţie se citeşte din tabel, prin interpolare:

Al treilea factor de corecţie:

35

Se admite numărul perechilor de şicane longitudinale de etanşare Nsl = 2.

Numărul şirurilor de tuburi plasate între marginile ferestrelor:

Coeficientul de convecţie exterior:

2.7.Verificarea coeficientului global de transfer

Coeficientul global de transfer pentru schimbătorul fără depuneri, admiţându-se tpi = tpe =

tp şi (µ/µp)0,14 =1

Diferenţa de temperatură la exteriorul tuburilor:

Temperatura peretelui:

La aceasta temperatură:

-pentru ţiţei:

36

=0.22 Kg/m·s

-pentru motorină:

=0,461· Kg/m·s

Valorile coeficienţilor de convecţie:

Coeficientul global de transfer de caldura( cu depuneri):

37

Se admit următoarele rezistenţe termice specifice ale depunerilor:

; =0,0004 /W.

Conductivitatea termică a peretelui =52.34 W/m

Aria de transfer necesară:

Supradimensionarea schimbătorului:

2.8.Metoda Donohue

Se aplică pentru calculul lui αe , considerând secţiunea liberă de curgere în timpul

tuburilor dintr-o fereastră:

Unde:

S’f = aria totală a ferestrei [m2]

Stf = aria din fereastră ocuptă de tuburi [m2]

Aria totala a ferestrei (segment de cerc ) se calculează cu formula:

Înălţimea ferestrei:38

Aria din fereastră ocupată de tuburi se calculează cu relaţia:

Unde:Fn = fracţiunea din numărul total de tuburi aflate între două deschideri successive

ale şicanelor.

Se admite Di – Df = 40mm; diametrul exterior al fascicului :

Df = 0,8 – 0,04 = 0,76m.

Secţiunea liberă de curgere în timpul tuburilor dintr-o fereastră va fi:

Secţiunea medie Sm, exprimată ca medie geometrică între aria liberă în curgerea

transversală , Sfa , şi aria liberă în zona de curgere în lungul tuburilor Sf .

Unde secţiunea liberă de curgere din axul aparatului se calculează în funcţie de aşezarea

tuburilor ( ).

39

Se calculează viteza masică a motorinei care este raportul dintre debitul masic şi secţiunea medie: La temperatura calorică tc=257 proprietăţile fizice ale motorinei sunt:

Kg/m λ=0,1246W/m2 ; ; = 2984 j/KgK

Se determină valoarea criteriului Reynolds şi al lui Prandtl:

Coeficientul de convecţie exterior se calculează:

Coeficientul global de transfer de caldură în care se ţine seama şi de rezistenţele

depunerilor de murdării ( .

Eroarea:

2.9.Metoda Kern

40

Secţiunea liberă de curgere din axul aparatului se calculează funcţie de aşezarea tuburilor

( ).

Viteza masică se obţine prin împărţirea debitului masic la secţiunea :

Diametrul echivalent calculat pentru o secţiune axială de curgere:

La temperatura calorică tc=257 proprietăţile fizice ale motorinei sunt:

Kg/m λ=0,1246W/m2 ; ; = 2984 j/KgK

Coeficientul de convecţie exterior se calculează:

41

Coeficientul global de transfer de caldură în care se ţine seama şi de rezistenţele

depunerilor de murdării ( .

Eroarea:

2.10.Căderea de presiune în tuburi

Se utilizează relaţia:

2.11.C ă derea de presiunea în manta Se utizează relaţia:

Număr de şicane transversale :

42

Număr de şiruri de tuburi dintr-o fereastră:

Pentru fasciculul de tuburi admis, la Re = 65454.4, se citeşte din tabel coeficientul de

frecare, f = 0.52

Din tabel se citeşte:

Căderea de presiune totală:

2.12.Calculul diametrelor racordurilorPentru ţiţei:

Se aleg de = 355.6mm si di = 333.3 mm

43

Pentru motorină:

Se aleg de = 273 mm si di = 245 mm

CAPITOLUL 3

CONCLUZII

În general o instalaţie tehnologică aflată în exploatare fie ea mai veche sau mai nouă, nu

are o funcţionare identică cu cea din proiectul tehnologic al instalaţiei.

Funcţionarea reală a instalaţiei se stabileşte prin analize tehnologice periodice, în care în

primul rând se efectuează bilanţul material pe ansamblul instalaţiei şi se constată capacitatea

prelucrată,randamentele caracteristice,consumurile specifice de utilităţi.

Aceste date se compară cu cele din proiect şi se iau pe cât posibil măsuri care să ducă la o

apropiere cât mai mare a performanţelor reale ale instalaţiei,faţă de cele din proiect sau chiar

la măsuri care să aducă îmbunătăţiri performanţelor,reducerea consumurilor specifice.

Analiza tehnologică a unui schimbător de căldură se face în scopul cunoaşterii

parametrilor şi performanţei reale de funcţionare,în raport cu datele prevăzute în proiect,al

cunoaşterii variaţiilor acestora în timp, cauzate de exemplu de cunoaşterea grosimii straturilor

de depuneri de pe cele două suprafeţe ale tuburilor şi al constatării subdimensionării

aparatului, în raport cu sarcina termică prevăzută.

Problemele de optimizare ale instalaţiei tehnologice în ansamblu şi individual a tuturor

aparatelor componente inclusiv a schimbătorului de căldură, sunt probleme de mare

actualitate, studiate din ce în ce mai mult.

Optimizarea constructiv funcţională a aparatelor de transfer de căldură au drept scop

reducerea consumului de energie pentru vehicularea fluidelor prin schimbător, reducerea

44

consumului de metal pentru realizarea schimbătorului, reducerea agentului de răcire sau de

încălzire, mărirea eficienţei economice a instalaţiei de ansamblu.

CAPITOLUL 4

Măsuri de protecţia muncii şi PSI pentru schimbătoare de căldură

Un amestec de lichide inflamabile în combinaţie cu aerul este periculos pentru că poate

duce la explozii. Deci înaintea introducerii unui lichid sau gaz inflamabil într-un schimbător,

corpul schimbătorului este purjat cu un gaz inert sau cu abur.

Mantaua şi fasciculul tubular ale unui schimbător pot fi făcute din materiale diferite, care

se comportă diferit la schimbarea temperaturii.

În acest caz, mantaua şi fasciculul tubular se dilată în proporţii diferite sub acţiunea

temperaturii. Apoi metalele sunt supuse tensiunilor.

O schimbare bruscă a temperaturii determină o dilatare sau o contracţie rapidă. Ca

rezultat ţevile pot fi slăbite din placa tubulară sau pot fi sparte.

Lichidul rece nu trebuie introdus brusc într-un schimbător. Nici lichidul fierbinte nu

trebuie introdus brusc într-un răcitor.

În timpul opririi şi pornirii, modificarea temperaturii trebuie să fie lentă. În timpul

pornirii, prima dată se introduce lichidul rece, apoi treptat se adaugă lichidul fierbinte, astfel

încât schimbătorul să fie adus la temperatura de operare.

În timpul operaţiei de oprire, debitul de lichid cald va fi oprit primul. Fară aport de lichid

fierbinte, schimbătorul se va răci lent. Apoi debitul de lichid rece este oprit.

Schimbătorul nu trebuie să aibă robineţii închişi când este plin cu lichid. La fel ca un

solid, lichidul se dilată,volumul său creşte. Dacă dilatarea lichidului este limitată, se exercită o

45

forţă în interiorul schimbătorului. Deci, dacă robineţii schimbătorului sunt închişi se pot

deteriora sub acţiunea dilatării lichidului.

Deci schimbătorul trebuie să fie uscat în interior înainte de a închide robineţii.

În cazul în care temperatura mediului exterior este scăzută, apa rămasă pe ţevile

schimbătorului poate îngheţa, când apa îngheaţă se dilată. Dilatarea conduce la un exces de

presiune în interiorul ţevilor care poate cauza pagube. Este bine ca schimbătorul să fie scurs

de lichid. Apa din ţevi poate de asemenea să îngheţe ca urmare a depresurizării rapide a

lichidului din mantaua schimbătorului. Dacă unui lichid uşor îi scade brusc presiunea, acesta

se va evapora. Când un lichid se evaporă, se răceşte suprafaţa de unde s-a evaporat.

Lichidul care se evaporă răceşte pereţii interiori ai mantalei şi pereţii exteriori ai ţevilor.

Exact ca la operaţiile de pornire trebuie să se ţină cont de posibilitatea formării

amestecurilor explozive între aer şi produsele inflamabile în timpul operaţiilor de oprire.

Trebuie purjat schimbătorul cu un gaz inert sau cu abur după oprire.

Fiecare schimbător este proiectat să lucreze la o anumită presiune şi temperatură, date

care sunt inscripţionate pe o plăcuţă ataşată schimbătorului.

Când un schimbător este operat la o presiune mai înaltă decât cea de calcul,şansele ca

ţevile şi mantaua să se deterioreze cresc.

Se presupune că operarea la o presiune înaltă duce la spargerea unei ţevi şi scoaterea

acesteia din placa tubulară. Aceasta va duce la contaminare. Temperatura ridicată favorizează

formarea şi depunerea crustei în schimbător.Aceste depuneri din ţevile schimbătoarelor

restricţionează curgerea.

Viteza de curgere a apei nu trebuie să scadă foarte mult şi temperatura apei de răcire nu

trebuie să crească peste o anumită limită. Astfel, au loc depuneri care duc la înfundarea

schimbătorului.

Înfundarea este un termen care descrie formarea diferitelor tipuri de depozite, în părţile

schimbătorului. Pentru că particulele aderă pe peretele tubului, depunerile duc la îngroşarea

peretelui tubului.Odată ce pe pereţi există depuneri, este nevoie de un aport de căldură pentru

a trece prin perete. Cu alte cuvinte, timpul de transfer termic creşte şi debitul de lichid care

trece prin schimbător este restricţionat.

Înfundarea schimbătorului scade eficienţa prin reducerea transferului termic. Problemele

unui schimbător pot fi detectate prin căderile de presiune şi temperatură care au loc.

Există diferite tipuri de înfundare:

sedimentare: sedimentarea implică depuneri de materiale anorganice: nisip, pământ,

praf

46

coroziunea: produsele de coroziune apar în momentul în care materialele

interacţionează cu lichidele

depuneri de materiale organice: includ alge care se dezvoltă în apa de răcire, acestea

formează un strat izolator

cocs: depozite de săruri şi produşi de reacţii chimice

Prevenirea înfundării unui schimbător de căldură:

aditivi care previn formarea depunerilor

inhibitori care împiedică reacțiile chimice care pot duce la creșterea depozitelor

Lucrările de întreţinere sunt necesare pentru a proteja ţevile schimbătoarelor de căldură

de înfundare. Dispersanţii previn coagularea materialelor insolubile aflate în suspensie în

lichide.

Metoda folosită pentru înlăturarea depozitelor depinde de tipul şi duritatea depozitului. În

cazul în care problema formării depunerilor a fost neglijată pentru un anumit timp, sunt

necesare operaţii mecanice de îndepărtare a acestor depuneri. Schimbătorul de căldură trebuie

dezasamblat pentru îndepărtarea mecanică a depunerilor. Dar, multe depuneri pot fi

îndepărtate fără a fi necesară dezasamblarea schimbătorului.

Curăţarea fasciculului tubular în flux se numeşte mentenanţă în flux.

Spălarea cu apă sub presiune este o metodă comună de curăţare. Apa, având presiune

mare este pulverizată în interiorul şi în exteriorul ţevilor. Forţa apei sparge depozitele depuse

şi le îndepărtează.

Aburul este de asemenea folosit pentru îndepărtarea depozitelor dure. Căldura aburului

slăbeşte duritatea depozitelor, iar forţa lui îndepărtează.

47

CAPITOLUL 5

Bibliografie

1. G.Stănescu, D.Mandalopol, A.Pavel - Utilaj Chimic şi Petrochimic,vol II,Editura Dobrogea,Constanţa 2008

2. D.Dobrinescu - Procese de transfer termic şi utilaje specifice, Editura Didactica si Pedagogica,Bucuresti 1983

3.G.Suciu - I.P.H, vol II,Editura Tehnica,Bucuresti 1983

4. K.Raznjevic-Tabele si diagrame termodinamice,Editura Tehnica,Bucuresti 1978

48