Page 1
1
Elemente caracteristice ale proceselor termice industriale
Stare si marimi de stare
Transformarea
Proces
Marimi si relatii de baza la calculul transferului de caldura in regim constant intre doua
fluide prin pereti despartitori fara surse interioare de caldura
Clasificarea schimbatoarelor de caldura
Calculul schimbatorului de caldura
SCHIMBATOARE DE CALDURA RECUPERATIVE IN ECHICURENT SI
CONTRACURENT FARA SCHIMBAREA STARII DE AGREGARE A AGENTILOR
TERMICI.
Calculul termic de verif a sch de caldura
Schimbatoare de caldura recuperative cu circulatie mixta sau incrucisata fara schimb starii
de agregare a ag termici
SCHIMBATOARE DE CALDURA RECUPERATIVE CU SCHIMBAREA STARII DE
AGREGARE A AGENTILOR TERMICI
Schimbatoare de caldura cu amestec , fara schimbarea starii de agregare a agentilor termici
RECUPERATOARE DE CALDURA
Definitii.Clasificare.Consideratii generale.
Recuperatoare cu tevi netede din otel.
Recuparatoare cu proeminente aciculare.
Recuparatoare cu placi. Recuparatoare termobloc
Calculul termic al recuparatoarelor
Regeneratoare de caldura
PROCESE SI INSTALATII INDUSTRIALE DE USCARE
Generalitati
Uscare cu aer si gaze de ardere
Calculul termic al instal.de uscare de tip convectiv in functionarea reala.
INSTALATII DE USCARE
Instalatii de uscare cu recirculare
Instalatia de uscare in circ inchis
Instalatii frigorifice - Generalitati
Instalatii frigorifice intr-o treapta de comprimarea vaporilor de agent frigorific
Instalatii frigorifice intr-o treapta de comprimare cu subracitor
Pompa de caldura intr-o treapta de comprimare a vaporilor de agent frigorific
Pompa de caldura intr-o treapta de comprimare cu schimbator de caldura recuperativ
(economizor)
TURNURI DE RACIRE
Page 2
2
CURS 1
Elemente caracteristice ale proceselor termice industriale
Stare si marimi de stare
Pt a carcteriza un sist. se ia in considerare o serie de marimi fizice care sa
reflecte insusirile principale ale structurii lui.Suma acestor marimi la un
moment dat definesc starea sist. denumite marimi(parametri) de stare.Acesti
patam. au proprietatea de a fi independenti intre ei,fapt pt. care se numesc si
marimi fundamentale.In urma unor reacti functionale specifice unui sistem
se obtin alte marimi care se numesc secundare.Studiul oricarui sistem trebuie
sa inceapa cu stabilirea variabilelor care det. starea sist.Intotdeauna trebuie
acordata o importanta deosebita asupra seletiei parametrilor de stare astfel
incat sa nu se ajunga in situatia cand nu pot fi determinati in totalitate.
Param. care descriu stare unui sistem pot fi intensivi sau extensivi.In primul
caz param.de stare nu depind de dimensiunile sistemului,in timp ce in al
doilea caz param. au valori proportionale cu dimensiunea acestuia.Orice
schimbare a starii unui sist. se caracterizeaza prin starea initiala,starea finala
si starea intermediara.
Transformarea
Orice schimbare a starii sist. se numeste transformare.Starile intermediare
prin care trece sist in timpul unei transformari este o stare de neechilibru
care uneori nu poate controlata.O transf. reala este o transf. de neechilibru
d.p.d.v. practice.Atunci cand proprietatile sist.nu variaza in timp iar
conditiile externe in care este plasat sist nu variaza nici ele in timp se spune
ca sist este caracterizat printr-o stare de echilibru.Starea de echilibru apare
ca un caz limita al transf.de neechilibru atunci cand viteza de variatie a
marimilor de stare tinde spre zero.Transf.de echilibru care presupun trecerea
sist.in mod succesiv prin stari de echilibru se numesc transf. reversibile.In
natura cat si in tehnica nu exista transf.reversibile.In stiinta au fost preferate
intotdeauna starile si transf.de echilibru datorita accesibilitatii lor.Analiza
sist.si implicit a inst.termice se poate face printr-un studiu static,adica a
starilor de echilibru si mai nou se face printr-un studio dinamic,adica al
starilor de neechilibru.
Proces
Toate transf.in ansamblu pe care le realizeaza un sist. intr-un interval de
timp dat constituie un process.Ca si transf. procesele pot fi reversibile sau
ireversibile.In primul caz se refera la procesele ideale,procesele luate ca
modele simplificatoare(reversibile) pt.procesele reale care sunt
ireversibile.In functie de natura cauzelor care le produc ireversibilitatile pot
fi interne sau externe.Ireversibilitatile interne sunt intrinseci proceselor care
Page 3
3
se desfasoara in cadrul sistemelor si a structurilor functionale.
Ireversibilitatile se datoreaza:
a) frecarea care se manifesta in toate procesele termice si care determina o
reducere a campului de presiuni pt.agentul termic sau in cazul proceselor
mecanice, de contact
b) diferenta finite de temp. care se manifesta in mod special in cadrul
proceselor de transfer termic in echipamentele inst.termice
c) amestecarea unor gaze de compozitie diferita in cazul motoarelor cu
ardere interna sau a unor inst energetice
d) arderea comb.care este un proces esential I functionarea cazanelor de apa
calda sau abur
Ireversibilitatile externe se manifesta in cadrul interactiuni dintre system si
mediul ambiant,influentand prin aceasta,in mod direct calitatea procesului
realizat de catre sistem.Pirncipala cauza de producere a acestor
ireversibilitati o constituie dif.finita de temp.si presiunea care caracterizeaza
procesul de transfer de caldura,resrectiv schimb de lucru mecanic cu mediul
ambiant.Raportate la timp procesele pot fi stationare sau nestationare,iar
analiza lor se poate face in regim static sau dinamic.In primul caz relatiile de
calcul prin care se modeleaza desfasurarea unui proces nu contin variabile de
timp si este un caz limita a proceselor nestationare atunci cand viteza de
variatie a param.de stare este mica.
Procese complexe de transfer de caldura.
Modurile de transfer ale caldurii
Conductie,radiatie,convectie
Transferul de caldura reprezinta schimbul de energie termica intre doua
corpuri,sau doua fluide,doua puncte ca rezultat de dif.de temp intre
acestea.Schimbul de caldura respecta legile de baza ale
termodinamicii.Legea I care exprima pricipiul conservarii energiei si legea a
II a care da sensul natural al curgerii caldurii,intotdeauna de la sursa cu
temp.mai mare spre cea cu temp.mai mica.Tr.de caldura se face in trei
moduri diferite : conductie,radiatie,convectie.Conductia si radiatia reprezinta
procese de schimb de caldura datorate unei dif.de temp.Conectia este un
proces mai complicat care pe langa un proces de schimb de caldura implica
si transformari de masa.Coductia termica reprezinta transportul direct al
caldurii in int.aceluiasi corp material lipsit de miscari aparente,in masa
caruia exista dif.de temp. sau in corpuri diferite atunci cand intre acestea
exista un contact si dif.de temp.
Transferul caldurii prin conductie are loc astfel :la corpurile solide cum ar fi
metalele, mat.ceramice,mat. de constructii si termoizolante prin difuzia
electronilor liberi.La corpurile fluide(lichid,gaz)prin ciocniri elastice din
Page 4
4
aproape in aproape intre molecule sau atomi,pozitia reciproca a acestora
ramanand in acelasi spatiu.
Radiatia termica-este procesul prin care caldura este transferata de la un corp
cu temp.mai ridicata la un corp cu temp.mai coborata corpurile fiind separate
in spatiu.Schimbul de caldura prin radiatie se datoreaza naturii
elecromagnetice a energiei transferate sub forma de cuante de energie si se
realizeaza de la distanta fara contact direct intre corpuri.
Convectia termica-reprezinta procesul de transfer al caldurii prin actiunea
combinata a conductie termice a acumularii de energie interna si a miscarii
de amestec.Convectia este cel mai important proces de transf. al caldurii
intre o suprafata solida si un fluid intre care exista contact direct.Transf.de
cldura prin convectie are loc in cateva etape :
-transf.de la un perete mai cald la un fluid mai rece ;caldura initial trece prin
conductie termica de la supraf.peretelui la particulele de fluid adiacente
acestuia.Energia termica astfel transferata mareste temp.si energia interna a
acestor particule de fluid.Aceste procese se desfasoara in stratul de fluid de
langa perete denumit strat limita.In continuare aceste particole cu energie
mai mare se deplaseaza catra regiuni mai scazute prin amestesc cu alte
particule,transmit o parte din energia lor.Convectia este deci un proces de
transport de energie masa si impuls.Energia este inmagazinata in particulele
de fluid si transportata ca rezultat al miscarii acestora.Procesele industriale
de transf.de caldura sunt procese complexe in care apar simultan doua sau
trei din modurile fundamentale de schimb de caldura.
Coeficientul global de schimb de caldura
majoritatea cazurilor de schimb de caldura intre doua fluide implica un
perete despartitor astfel incat transferul caldurii se realizeaza prin actiunea
combinata a conductie,convectiei si radiatiei.In practica apar doua cazuri
disticte de procese de schimb de caldura :
a) Procese de schimb de caldura la temp ridicate unde intervin
conductia,convectia si radiatia(cuptoare…)
b) Procese de schimb de caldura la temp coborate unde radiatia poate fi
neglijata
Schimbul de caldura intre doua fluide printr-un perete despartitor are loc
astfel :
de la fluid la perete sau invers prin convectie si eventual radiatie prin
perete,prin conductie termica.
Pt a lua in considerare intregul schimb de caldura se defineste un coeficient
global de schimb de caldura notat cu ‘’k’’.
Page 5
5
CURS 2
Pt. a lua in considerare intregul schimb de caldura se utilizeaza coef.global
de schimb de caldura « k « .Cu ajutorul acestui coef.pt un perete
plan,respectiv cilindric se pot scrie ec. debitului(fluxului)de calcura Q
schimbat intre cele doua fluide astfel :
Q=ksS(t1-t2) [W;Kcal/h] – pt perete plan
Q=klL(t1-t2) [W ;Kcal/h]- pt perete cilidic
ks-coef. global pt perete plan [W/m2K]
kl-coef. global pt.perete cilindric [W/m2K]
S-supraf. peretelui plan
L-lungimea peretelui cilindric
t1-temp. fluidului cald
t2-temp fluidului rece
Coef global de schimb de caldura reprezinta inversul rezistentei termice
totale la transferul caldurii printr-un perete plan/cilindric
ks=Rst
1 ; kl=
Rlt
1
Schimbul de caldura intre fluid si perete se desfasoara in doua feluri :prin
convectie,prin convectie si radiatie.In al II lea caz coef global de schimb de
caldura �= �conv+ �rad
�rad inlocuieste procesul de radiatie cu unul de convectie echivalent ce se
calculeaza cu rel : �rad=eCo[(100
Tf)4-(
100
Tp)4]/ tf-tp
e-factorul de emisie al peretelui
Co-coef.de rad. a corpului negru [W/m2K
4]
Tf- temp.fluidului
Tp-temp.peretelui
Page 6
6
Marimi si relatii de baza la calculul transferului de caldura in regim
constant intre doua fluide prin pereti despartitori fara surse interioare
de caldura
Rezistente termice de conductie :
-pt.perete plan RS1p1=1
1 ; RS2P2=
2
2 [m
2K/W]
-pt.perete cilindric Rl1=1
2ln
12
1
d
d ; Rl2=
2
3ln
22
1
d
d [m
oC/W]
Rezistenta termica de convectie:
-pt.perete plan : RS1=1
1; RS2=
2
1 [m
2K/W]
-pt perete cilindric: Rl1=11
1
d; Rl2=
23
1
d [m
oC/W]
Coef global de schimb pt perete plan se compune din aceste rezistente
Rez termica a depunerilor in aparatele schimb de cald.de suprafata,adica cu
un perete ce face separatia intre fluide,agentii termici produc depuneri pe
supraf de transfer de caldura.Depunerile prin natura lor sunt fenomene
complexe cara depind de :procesele de transmisie a caldurii,conditiile de
functionare,materialul peretelui…Depunerile d.p.d.v.al trans.de caldura
reprezinta rezistente termice suplimentare prin conductie inseriate cu
rez.termica a peretelui metalic
Page 7
7
Rdepunere=d
d �d=0.5….2 W/m
0C
Considerarea rez.termice s-a facut pe baza unor determinari experimentale
pt.perete plan RSd1;RS2,d2
pt perete cilindric Rl1,d1=1
1
Rsd
pt.perete plan
Rcot=Rs1d1+RS1+RSp1+RSP2+RS2+RSd2 [m2K/W]
pt.perete cilindric
Rtot=Rl1+Rlp1+Rld1+Rld2+Rl2+Rld2
ks=Rst
1 [W/m
2h
0C]
kl=Rlt
1 [W/m
2h
0C]
Fluxul termic specific
perete plan: qs=KS t=Rst
tt 21 [W/m
2]
perete cilindric: ql=kl t=Rlt
tt 21 [W/m]
Debitul de caldura
perete plan: Q=qSS [W]
perete cilindric Q=qlL [W]
Intensificarea transferului in procesele termice
Marirea debitului de caldura transferat de supraf.unui perete unui fluid
adiacent se realizeaza practic prin marirea supraf.de contact cu
fluidul.Marirea se realizeaza prin nervure de diferite forme :
a) cu sectiune transversala constanta(drepte,cilindrice,aciculare)
b) cu sectiune transversala variabila(nervuri cilindrice
transv.,elicoidale,parabolice)
Pt.calculul debitului de caldura prin suprafete extinse se utilizeaza rel.de
calcul in care intervin niste relatii criteriale.
In practica,pt contructia schimb de caldura se utilizeaza tevi nervurate.
Schimbatoare de caldura
Notiuni de baza
Schimb de caldura sunt aparate destinate transf.de caldura de la unii agenti
termici la altii.Se pot desfasura diverse procese termice :variatia
temp.,vaporizare,condensare,topire,solidificare…
Aceste aparate pot functiona in inst.industiale ca organe principale sau ca
organe secundare introduce in inst.din motive de economie de caldura sau de
substanta.Fluidele purtatoare de caldura intre care se realizeaza transf.de
Page 8
8
caldura poarta numele de agenti termici.La schimb de caldura se
deosebest :ag.termic primar(cald) si a.termic
secundar(rece).Caract.ag.termici det.intensitatea schimbului de
caldura,compactitatea,fiabilitatea,siguranta in exploatare si
ecomonicitatea.In vederea realizarii unui schimb de caldura cat mai compact
si a unui schimb cat mai intens de caldura ag.termici trebuie sa aiba :greutate
specifica mare,caldura specifica ridicata,vascozitate mica,caldura latenta de
vaporizare mare,sa nu formeze depuneri si sa fie stabili
d.p.d.v.termic.Ag.termici cei mai utilizati sunt :apa,aburul,gazele de ardere,
ag.frigorifici,aerul…
Page 9
9
CURS 3
3.2 Clasificarea schimbatoarelor de caldura
Clasificarea schimbatoarelor de caldura se face astfel:
a. Dupa modul de transmitere al caldurii : - schimbatoare de suprafata ;
- schimbatoare regenerative ;
- schimbatoare de amestec ;
Schimbatoarele de suprafata sunt acele la care transferul de caldura de la
agentul primar la cel secundar are loc prin intermediul unui perete despartitor cu
conductivitate termica ridicata.Tinand cont ca procesul de recuperare a caldurii
cedate de agentul termic primar este continuu,aceste schimbatoare de caldura se
mai numesc recuperative.
Schimbatoare regenerative sunt acelea la care agentii termici trec succesiv
la aparat.Agentul termic primar cand trece prin schimbator cedeaza o cantitate de
caldura umpluturii metalice a acestuia,iar apoi cand trece agentul secundar,acesta
preia cantitatea de caldura cedata de agentul primar.
Schimbatoare de amestec sunt acelea in care in transferul de caldura se
realizeaza prin amestecarea celor 2 agenti termici.
b. Dupa regimul de lucru al aparatului – schimbatoare in regim stationar;
- schimbatoare in regim nestationar;
Schimbatoare in regim stationar au o functionare continua cum ar fi:
recuperatoare, cu
sau fara amestecul agentilor termici;
Schimbatoare cu regim nestationar sunt cu actiune discontinua,din aceasta
grupa facand parte: schimbatoarele de tip regenerativ si cele cu acumulare de
caldura.
c. Dupa transformarile fizice sau chimice ale agentului termic :
- fara schimbarea starii de agregare ;
- cu schimbarea starii de agregare ;
Fara schimbare de agregare (lucrarea nr 2) – ex. boilerele
d. Dupa schema de curgere a agentilor termici : - schimbatoare in echicurent ;
- schimbatoare in curent
incrucisat ;
Schimbatorul in echicurent – agentii termici au aceeasi directie de curgere dar
sensuri opuse ;
T1’ – agent primar (intrare) t2’’ -------------------- t2’
T2 – agent secundar (iesire)
Page 10
10
Schimbator de curent incrucisat ;
Schimbator de curent mixt ;
unul dintre agentii termici isi schimba de mai multe ori directia si sensul de
curgere fata de alt agent ;
e.Dupa numerul de treceri ale agentului termic : - schimbatoare cu o singura
trecere
- schimbatoare cu mai multe treceri in care unul sau ambii agenti termci sunt
obligati prin pereti despartitori longitudinali sau transversali fata de aparat sa-si
schimbe succesiv sensul de miscare.
f.Dupa materialul de constructii utilizat : - schimbatoare metalice (industrie
chimica,farmaceutica,ceramica,etc.)
g.Dupa pozitia aparatului – schimbatoare verticale ;
- schimbatoare orizontale ;
h.Dupa configuratia suprafetei de schimb de caldura
– schimbatoare cu tevi tubulare si multitubulare ;
- schimbatoare cu placi ;
- schimbatore cu placi (nervuri si aripioare) ;
- schimbatoare cu serpentine sau spirala ;
i.Dupa modul de preluare al dilatatiilor termice :
- schimbatoare rigide
- schimbatoare semielastice- permit compensarea partiala a dilatarilor ;
- schimbatoare elastice – permit compensarea totala a dilatarilor ;
j.Dupa modul de asamblare – schimbatoare formate dintr-un singur element ;
- schimbatoare din mai multe elemente
modulate,asamblate intre ele
k.Dupa destinatia aparatelor
– preincalzitoare destinate incalzirii diferitelor medii lichide sau gazoase
- condensatoarele destinate condensarii vaporilor diferitelor subst.
- vaporizatoare, destinate vaporizarii diferitelor subst. ;
- racitoare,destinate racirii diferitelor lichide sau gaze ;
3.3 Calculul schimbatorului de caldura
In general cu exceptia schimbatoarelor de caldura cu amestec pt toate
tipurile de schimbatoare se pot face 2 tipuri de calcule termcie,si anume : -
Page 11
11
calcul de proiectare,cand se cunoaste fluxul de caldura si trebuie
calculata suprafata de schimb de caldura ;
- calcul de
verificare,cand se alege un schimbator de caldura cu o suprafata de schimb
cunoscuta in anumite conditii tehnice si se calculeaza fkuxuk de caldura
posibil de realizat in conditiile de lucru concrete in care functioneaza acesta.
- calculul
termic in ambele situatii consta in rezolvarea simultana a 2 relatii de baza
care pt elementele de suprafata dS sunt ecuatia de bilant termic si ecuatia de
transmitere a caldurii:
dQ= - m1xcp1dt1=m2xcp2dt2
dQ=kxSxdelta Tmed
m1,m2 – debitele de agent masic primar si secundar
cp1,cp2 – caldurile specifice la P=constant a celor 2 agenti termici in
(kj/kgxk)sau (J/kgx0C) ;
dt1,dt2 – variatiile temp agentului termic primar si secundar intre elementele
de suprafata dS ;
dt1 – este negativ deoarece se considera ca agentul termic primar isi
micsoreaza temp in lugul elementului de suprafata dS ;
k – coef global de caldura in (w/m2xK) ;
dQ – debitul(fluxul)elementar de caldura in (W)
Din relatia de mai sus avem Q= - m1xcp1x(t1’’-t1’)=m2xcp2x(t2’’-t2’)
Q=kxSx(t1-t2) unde t2’,t2’’- temp agentului termic la
intrare si la iesire ;
Ecuatia de bilant termic mai poate fi scrisa : Q=- W1x(t1’’-t1’)=W2x(t2’’-t2’)
W1=m1xcp1
W2=m2xcp2
W1,W2 – capacitatile termice sau echivalentii in apa a agentului termic
primar si secundar;
(J/0C).Ecuatia de bilant termic in cazul schimbatoarelor de caldura in care
unul dintre agentii termici isi schimba starea de agregare se poate scrie
astfel :
Q=mx(i1-ic)=m2x(i2-ia) unde ia – reprezinta entalpia apei de
alimentare (J/kg); i2 – entalpia aburului(agentul) secundar ;
Suprafata de schimb de caldura : S=Q/(kxdelta tmed)
In vederea determinarii suprafetei schimbului de caldura este necesar a se
cunoaste coef global K si a diferentei logaritmice de temp delta tmed
Diferenta de temp medie longitudinala delta tmed este functie atat de tipul
schimbatorului de caldura cat si a scdhemei de curgere a celor 2 agenti
termici.
Page 12
12
CURS 4 .
SCHIMBATOARE DE CALDURA RECUPERATIVE IN
ECHICURENT SI CONTRACURENT FARA SCHIMBAREA STARII
DE AGREGARE A AGENTILOR TERMICI.
dQ = K(t1 - t2 )ds = - m1 cp1 dt1 = m2 cp2 dt2
- semnul “+,, - este pentru echicurent si “-,, pt contracurent
d(t1 - t2 ) = - K(t1 - t2 )(1/w1 1/w2 )ds \
s
0
pt echicurent : ln''
2
''
1
'
2
'
1
tt
tt= KS(1/w1 +1/w2 )
lnmin
max
t
t = KS(1/w1 -1/w2 )
pt contracurent : ln ''
2
''
1
'
2
'
1
tt
tt= KS(1/w1 – 1/w2 )
lnmin
max
t
t = KS(1/w1 -1/w2 )
- daca w1 =''
1
'
1 tt
Q si w2 =
'
2
''
2 tt
Q
- Q = KS medt pt echicurent
- medt =
''
2
''
1
'
2
'
1
''
2
''
1
'
2
'
1
ln
)()(
tt
tt
tttt
pt contracurent : mt =
'
2
''
1
''
2
'
1
'
2
''
1
''
2
'
1
ln
)()(
tt
tt
tttt
Page 13
13
mt =
min
maxln
minmax
t
t
tt
-in sit cand rapmin
max
t
t< 2 dif medie de temp medt se poate exprima prin
media aritmetica astfel : mt =2
minmax tt
Calculul termic de verif a sch de caldura
-se cunosc : S=supraf de sch de caldura (m2)
m1 , m2 = debitele masice ale celor 2 ag termici ( kg/s ) ; ( kg/h )
cp1,2 = cald specifie la pres const a celor 2 ag termici ( J/kgk ) ( KJ/kgk )
w1,2 = echiv in apa sau capacity calorica a celor 2 ag termici ( J/oC ) ( kg/K )
'
2
'
1 , tt = temp ag termici la intrare in sch de caldura
Se determina : ''
2
''
1 , tt = temp ag termici la iesirea din schimb de cald
Q – flux de caldura al aparat ( W , KW , Kcal/h )
a) determinare lui ''
2
''
1 , tt :
-in calc ag termici , in echicurent , se pleaca de la expres :
ln ''
2
''
1
'
2
'
1
tt
tt= KS(1/w1 +1/w2 ) ln ''
2
''
1
'
2
'
1
tt
tt = e
- )2
11(
1 W
W
W
KS
iar pt contracurent : ln '
2
''
1
''
2
'
1
tt
tt= KS(1/w1 – 1/w2 ) ln ''
2
'
1
'
2
''
1
tt
tt= e
-
)12
1(
1 W
W
W
KS
Q = - W1 ('
1
''
1 tt ) = W2 ('
2
''
2 tt ) '
1
''
1 tt = -1
2
W
W(
'
2
''
2 tt )
Dupa ef unor inlocuiri si expr matematice , se
obtine expres
urmatoare :
pt echicurent
pt contracurenti :
''
1t = '
1t -1
2
W
W(
'
2
''
2 tt )
''
2t =2
1'
2W
Wt (
''
1
'
1 tt )
''
1t = '
1t - ('
2
''
2 tt )
''
2t = '
2t (''
2
'
1 tt )2
1
W
W
''
1t = '
1t - ('
2
''
2 tt ) Z
''
2t = '
2t (''
1
'
1 tt )2
1
W
W
Page 14
14
- val lui si a lui Z se iau din diagrame
b) Det debitelor de caldura
Q = m1 cp1(''
1
'
1 tt ) Q = W1 (''
1
'
1 tt )
Q = m2 cp2 ( ''
2
'
2 tt ) Q = W2 (''
2
'
2 tt )
''
1
'
1 tt = ('
2
''
2 tt ) Q = W1 ('
2
'
1 tt ) - pt echicurent
Q = W1 ('
2
'
1 tt ) Z''
1
'
1 tt = ( '
2
'
1 tt ) Z - pt contracurent
Schimbatoare de caldura recuperative cu circulatie mixta sau
incrucisata fara schimb starii de agregare a ag termici
In cazul circ incrucisate sau mixte temp de iesire a ag termic primar cat si a
celui secundar nu mai are o val unica''
1t respectiv''
2t ci va avea o val a temp
medii a celor 2 fluxuri de cald adica''
1medt si''
2medt :
-diagrama de circulatie ale fluxul de cald , cat si a celor de calcul se prez
astfel :
Page 15
15
Sol analitica de calcul a sch de caldura la curgerea incrucis sau mixta
find greoaie de aplicat , se recurge la o metoda simpla pe baza de
similitudine care porneste de la valori medii ale temp ag termici pe intreaga
sect de iesire a supraf sch de cald .
- se conosc rel schimb global :
Q = KS mt , si Q = - W1 ('
1
''
1 tt m ) = Q = - W2 ('
2
''
2 tt m )
Q = W1 ('
2
'
1 tt ) '
2
'
1
''
1
'
1
tt
tt m= W2 (
'
2
'
1 tt ) '
2
'
1
'
2
''
2
tt
tt m=KS
ttmc
mmct
mct = dif de temp medie log in cazul curgerii in contracurent
t
mc
m
t
t = factor de corectie
Q = W1 ('
2
'
1 tt )R = W2 ('
2
'
1 tt )P = Q = KS mct t
-in unele manuale acest factor t este notat cu F = f( P, R ) si schema de
curgere :
W2 P = W1 R ; val lui t ( sau F ) sunt det pe baza analitica sau
experimental fiind trasate diagrame pt schemele de curgere prez anterior .
Page 16
16
-in calcul tehnic de proiect , val supraf de schimb de cald se calculeaza cu rel
:S=tK tmc
Q
-in calcul tehnic de verificare , det fluxului termic se face cu rel : Q =
tmctKS
Page 17
17
CURS 5
. SCHIMBATOARE DE CALDURA RECUPERATIVE CU
SCHIMBAREA STARII DE AGREGARE A AGENTILOR TERMICI
In cazul schimb starii de agregare a ag termici cum ar fi : abur care
condenseaza , agent frigorific care condenseaza , apa care fierbe sau agent
frigorific care vaporizeaza , diferenta de temp medie log este aceiasi , atat pt
curgerea in echicurent cat si in contracurent .
tme = tmc =
ct
ct
tt
t
t
tt cc
e
e
ee
min
maxlnln
minmax
min
max
minmax
Deoarece : etmax = ctmax si etmin = ctmin
In cazul cand ambii agenti termici isi schimba starea de agregare , calc
supraf de schimb de cald se face pe portiuni , cu diferente medii log de temp
coresp.
Page 18
18
Coeficientii globali de schimb de cald se det cu ajutorul relatiilor criteriale
stabilite in cadrul cursului de termotehnica capit transmisia caldurii
Schimbatoare de caldura cu amestec , fara schimbarea starii de
agregare a agentilor termici
In schimbatoarele de caldura prin amestec , transferul de caldura si de
masa are loc direct fara a interveni o supraf de separare a acestora
D.p.d.v constructiv ele se pot imparti in urmatoarele grupe :
-coloane sau camere de amestec fara umplutura , in care lichidul este
pulverizat in amestecul gazos . Ex : camere de umidificare de la instalatiile
de conditionat aerul
Scrubere sau aparate in cascada
1.Duze de pulverizare apa
2.Separator de picaturi
3.Baterie de incalzire
4.Ventilator de aer
5.Pompa de apa
1.Duze de pulverizare apa
2.Placute inclinate ce fromeaza
cascada
3.Pompa de apa
4.Bazin pentru apa
5.Coloana
Aceste scrubere se mai numesc si
camere de spalare
Page 19
19
-coloane cu umplutura , Ex Turnuri de racire
Contactul dintre cei 2 agenti termici se face pe supraf umpluturii
-aparate cu jet , in care incalzirea apei se realizeaza cu ajutorul aburului
folosit ca fluid motor , fie ca fluid antrenat .
-aparate peliculare sau scrubere peliculare
1 . motoventilator axial sau radial
2.carcasa
3.separator de picaturi ( de apa )
4.duze de pulverizare apa
5.motopompa de recirculare apa
6.umplutura
7.dipozitiv de alimentare cu apa
prospata
8.preaplin
1.ajutajul primei trepte
a amestecatorului cu jet
2.ajutajul treptei a 2 a
3.Injector
1.Injector de apa
2.Carcasa
3.Suprafete cilindrice
concentrice
Page 20
20
In schimbatoarele de caldura cu amestec de tipul gaz – gaz ;lichid –
lichid,datorita suprafetei mari de contact are loc un schimb de caldura foarte
rapid .
Temp medie a amestecului data de bilantul fluxului termic este :
Tma=S(Gjxcpjxtj)/S(Gjxcpj) in (0C)
Unde : Gj – debitele in (kg/s)
Cpj – caldurile specifice in J/kgx0C
Tj – temperaturile in0C ale agentilor termici ce i-au parte in procesul
de amestec.
In cazul cand amestecul este format dintr-un solid granulat (particule si
un fluid,temperatura ts’’ a particulelor la iesirea din schimbatorul de caldura
se determina din ecuatia de bilant :
Q=G1xcp1x(t1’-t1’’)=G2xcp2x(t2’’-t2’)=kxSxDtmed
TS’’=t2’’ – cand particulele se incalzesc
TS’’=t1’’ – cand particulele se racesc
Suprafetele de schimb de caldura cu amestec,cu schimbarea starii de
agregare.
In practica,in toate schimbatoarele de caldura prezentate anterior se
poate realiza schimbul de caldura prin amestecarea agentilor termici care isi
schimba starea de agregare.
Calculele termice ale acestor schimbatoare cu amestec in cazul cand
agentii termici isi schimba starea de agregare,se desfasoara dupa relatii de
calcul stabilite experimental in care se introduc si anumite relatii criteriale.In
literatura de specialitate se gasesc aceste relatii de calcul precum si grafice
adecvate acestor relatii.
-aparate cu spuma – ce se
folosesc in special pt
captarea de gaze a prafului
hirofob
1 . carcasa
2 . Prag
3. Gratar
Page 21
21
CURS 6RECUPERATOARE DE CALDURA
Definitii.Clasificare.Consideratii generale.
Recuperatorul este un schimbator de calduracare prezinta 3
caracteristici primcipale:
a)recupereaza o parte a caldurii gazelorce au rezultat prin arderea unui
combustibil si care se evacueaza;
b)caldura recuperate foloseste la preincalzirea aerului de ardere sau a
combustibilului gazos;
c)gazele de ardere care cedeaza caldura sunt separate de fluidul gazos
ce primeste caldura printr-un perete metallic.
Dupa modul de transmitere al caldurii acestea se impart in 2 grupe:
recuperatoare convective,la care peste 80% din caldura se transmite
°°°prin convectie
recuparatoare prin radiatie,la care cea mai mare parte din caldura se
transmite prin radiatie.
Dupa modul de realizare a suprafetei de caldura recuparatoarele metalice pot
fi:
recuperatoare cu tevi netede (lise) de otel
recuperatoare cu proeminente acidulare
recuperatoare din placi
recuperatoare termobloc.
Recuperatoarele pot avea 1 sau mai multe treceri ale gazelor de ardere sau
ale. fluidului gazos care primeste caldura.trecerile,in majoritatea
cazurilor,constau in fascicule tubulare de otel sau din fonta.
Recuperatoare cu tevi netede din otel.
Aceste recuperatoare ,in general, se confectioneaza din tevi de otel
laminate,carbon obisnuit si mai rar din otel termoizolant.fluidul gazos
preincalzit poate sa circule prin interior cat si prin exteriorul lor.acest tip de
recuperatoare se foloseste la cuptoare pt. care temp. gazelor de ardere nu
depaseste 600° C.In continuare se prezinta un recuperator din tevi de otel:
Page 22
22
Diametrul tevilor este de 12-25 mmiar lung. este de 0.8-0.9 m.pt.a evita
indoirea lor datorita dilatarilor termice.acest recuparator poate incalzi aerul
pana la temp.de 250°C atunci cand temp.gazelor de ardere este de 500-
600°C. schema de circulatie a aerului si a gazelor este in echicurant-curent
incrucisat. Acest tip de recuperatoare se poate construi in diferite variante
fct.de configuratia aparatului furnizorde caldura si de temp.la care se
lucreaza.
Recuparatoare cu proeminente aciculare.
Acest tip de recuparatoare se executa din fonta,iar proeminentele au o forma
aerodinamica acicularasi pot fi situate pe suprafata interioara in contact cu
gazelle de ardere. Proeminentele maresc suparafata de incalzire si maresc
turbulenta fluidelor gazoase ceea ce imbunatateste sensibil conditiile de
sch.de caldura.alte proeminente sunt tipizate.
Recuparatoare cu placi.Acest tip de recuparatoare se folos.ca preincalzitoarede aer in instalatiile de
cazane, cuptoare tehnologice ,turbine cu gaze.
Page 23
23
Recuperatoarele cu placi se executa din tabla de otel aliat cu Cu cu gros.de
2-4 mmsi dist.intre placi de 13-20 mmsi lungime de max.5 m.
Recuparatoare termobloc
Acestea se utiliz.in special la cuptoarele mici pt. forja,la care arderea nu se
termina in cuptor,si la care alte tipuri de recuparatoare ar avea o duarata de
functionare mai redusa.termoblocurile constau in 2 fascicule de tevi dispuse
perpendicular,care sunt solidarizate intre ele prin intermediul unei carcase
metalice in care se toarna fonta topita. Prin unul din fascicule circula gaze de
ardere,iar prin celalalt aer ce se preincalzeste.
Calculul termic al recuparatoarelorAcesta consta in determinarea suprafetei de incalzire S si a principalilor
param.functionali si constructivi. Pt.un recuperator existent calculul consta
in determ.temp.finale de preincalzire a aerului t"a sau a temp. gazelor de
ardere la evacuarea din recuperator t"g. Supraf.de schimb de caldura se
calculeaza cu rel.cunoscuta : Q=k*�tm*S (W,kW)
Ecuatia de bilant termic pe recuperator se scrie sub forma:
Dg*(i'g-i"g)* =Da*(i"a-i'a),unde ;
Dg este debitul gaze de ardere ce intra in recuparator(kg/s)
Da este debitul de aer preincalzit in recuperator)kg/s)
i'g,i"g este entalpia gaze de ardere coresp.temp.de intrare t’g si temp. de iesire
t"g din recuperator (J/kg,Kj/kg)
i"a,i'a este entalpia aerului corespunzatoare temp.de intrare t’a si de iesire t"a
din recuperator(J/kg,Kj/kg).
Page 24
24
� este factor ce tine seama de caldura cedata de recuparator mediukui
ambient.
Coef.global de transfer de caldura se calc.cu relatia:
Ka =1/(1/�a+ p/!p+Sa/( �g*Sg)) (W/ m²*°C)
Iar cand coef.se raporteaza la supraf.pe partea gazelor avem:
Kg =1/(1/�g+ p/!p+Sg/( �a*Sa)) (W/mp*°C),unde:
�a este coef. De convectie pe partea aerului (W/m²*°C)
�g este coef.de convectie pe partea gazelor de ardere(W/m²*°C).
!p este coef.de conductibilitate termica a peretelui
recuperateorului(W/m²*°C)
p este grosimea peretelui recuperatorului(m)
Regeneratoare de calduraAcestea sunt schimbatoare de caldura la care supraf.de incalzire primeste si
cedeaza caldura in mod periodic fara ca sa separe gazele de ardere de
fluidul gazos care se reincalzeste. Regeneratoarele se clasifica dupa 3 criterii
: a)dupa modul de functionare:
regeneratoare cu functionare continua
regeneratoare cu functionare intermitenta.
b)dupa materialulu din care sunt confectionate:
regeneratoare metalice
regeneratoare ceramice
c)dupa tipul constructiv:
cu functionare continua: regen.cu umplutura metalica sau ceramica
rotativa,cu pat mobil, cu pat fluidizat in
miscare, cu aerosol.
cu functionare intermitenta: au umplutura fixa realizata in
exclusivitate din material ceramic.:regeneratoare cu umplutura din
caramizi normalizate si fasonate.
Cea mai larga aplicabilitate o au urm. regeneratoare:
regeneratoare metalice rotative la cazane,cuptoare ,in ind.prelucrari
titei,instal.cu turbine cu gaze.
Regeneratoare cu functionalitate intermitenta ce au umplutura fixa la
cuptoare Siemens,cuptoare pt. topitea sticlei,furnale.
Regeneratoare cu functionalitate continua avand pat mobil cu bile ce
pot furniza aer preincalzit(1750°C)
Acest calcul termic se bazeaza pe relatii de calcul stabilite experimental
combinate cu relatii criteriale.
Page 25
25
CURS 7
PROCESE SI INSTALATII INDUSTRIALE DE
USCAREGeneralitati
Procesul de uscare se refera la indepartarea apei(umiditatii) de la suprafata si
din interiorul corpurilor umede.in studiul proceselor.de uscare umiditatea
materialului se exprima prin raportul intre masa de apa continuta in material
si masa corpului uscat:
U=Ma/Musc. (kg umiditate/kg mat.uscat),unde
Ma este masa de apa din material (kg)
Musc este masa corpului uscat (kg)
U este umiditatea aerului (kg/kg)
Cel mai cunoscut si raspandit procedeu de eliminare a umiditatii din material
este uscarea convective.Este asa datorita simplitatii procesului si a
multiplelor posibilitati de a obtine o calitatii bune a uscarii intr-un timp
scurt.
Uscare cu aer si gaze de ardere
Principiul de functionare al instatlatiilor de uscare cu aer sau amestec de aer-
gaze consta in preluarea unei cantitati de umiditate de catre ag.termic de la
mat.supus uscarii dupa care urmeaza indepartarea totala sau partiala din
uscator a ag.termic.
Page 26
26
Aerul rece preluat din mediul ambiant de catre ventilatorul 3 este incalzit in
bateria de incalzire si circula in contracurent cu materialul supus uscarii
absorbint o parte din umiditatea materialului dupa care e eliminate din
uscator.Uneori aerul de uscare se incalzeste suplimentar in camera de uscare
cu ajutorul unei surse suplimentare de caldura 2 ce are fluxul de caldura
Qs.Din bilantul material se poate stabili consumul:
Ma1*x1+Mm1*U1= Ma2*x2+Mm2*U2
Umiditatea evacuate va fi:
�U=Ma*(x2-x1)
Consumul specific de aer este :
l= Ma/�U=1/(x2-x1) (kg aer/kg umiditate)
Bilantul termic teroretic se stabileste in ipoteza lipsei proceselor de caldura
in mediul inconjurator a egalitatii temperaturii de intrare si iesire a
materialului supus uscarii si lipsei incalzirii suplimentare in camera de
uscare : tm1=tm2,Qs=0, Qext.=0
Caldura necesara incalzirii aerului este :
Q= Ma*(i1-i0)
Bilantul termic teoretic in camera de uscare este:
Ma1*i1= Ma2*i2Daca Ma1= Ma2= Ma rezulta ca i1=i2 adica procesul de uscare se desf. La
entalpie constanta.
Procesul inst. de uscare simpla cu aer
Page 27
27
Procesul inst. de uscare cu amestec
de aer si gaze
Consumul specific de caldura este:
q=Q/ �U=(Ma*(i1-i0))/ �U=l*(i1-i0) sau q=(i1-i0)/ (x2-x1).(kJ/kg
umiditate)
Sunt instalatii de uscare in care ag. termic este un amestec de aer si gaze de
ardere. Temp. t1 a amestecului este stabilita in conditii tehnologice . Cu o
valoare stabilita experimental se calculeaza val. Excesului de aer si
continutul de umiditate al amestecului la intrare in camerele de uscare.
Calculul termic al instal.de uscare de tip convectiv in
functionarea reala.
Acest calcul are scop stabilirea consumului de ag. termic si de caldura in
stransa dependenta cu tehnologia uscarii param. de functionare si tipul
instalatiei. Spre deosebire de uscatorul teoretic,la cel real apar surse
suplimentare de caldura Qs si pierderi .
Pierderile de caldura prin incalzirea materialului supus uscarii
intre temp. de intrare-iesire tm1 si tm2:
Qm= Mm2* cm2* tm2- Mm1* cm1* tm1= Mm2* cm2*( tm1- tm2)- �U*
capa* tm1 (kJ/s). unde
Mm1 ,Mm2 sunt debitele masice de material la intrare si iesire
cm este caldura specifica a materialului (kj/kg*k)
capa este caldura specifica a materialului (kj/kg*k)
Page 28
28
�U este diferenta de umiditate intre valoarea initiala si finala
raportata la timpul de uscare (kg/s)
Pierderile de caldura prin incalzirea utilajului de transport al
materilului supus uscarii:
Qm=Mtr* ctr*( ttr2- ttr1) (W) unde
Mtr este debitul masiv al pieselor mobiledin install. de
transport,raportat la timpul de uscare (kg/s)
ctr este caldura specifica a materialului din care sunt executate
piesele instalatiei de transport. (kj/kg*k).
ttr2,ttr1 este temp. initiala si finala pieselor instalatiei de
transport (°C).
Pierderea de caldura catre mediul exterior : ce rezulta prin
masurarea fluxurilor termice transmise prin peretii camarei de
uscare:
Qext.= k *S*�tm (Kj/s) unde
S=suprafata peretilor (m2)
K=coeficint global de transfer de caldura (W/m2*K)
�tm =diferenta medie de tamperatura intre ag.termic si
mediul exterior (°C)
Bilantul termic pt.camera de uscare este:
Ma*i1+QS= Qm+ Qtr. +Qext.+ Ma*i2 (W)
Pt. un kg de umiditate preluata de ag.de uscare bilantul este:
l *(i2-i1)=qs-( qm +qtr +qext) (kj/kg) unde:
l=Ma/ �U= consumul specific de aer al instalatiei (kg aer/kg umed)
qs=Qs/ �U=consumul specific suplimentar de caldura dat de bateria
suplim.2
pierderea specifica de caldura =Qm/ �U=pierderea specifica de
caldura a materialului supus uscarii
qtr=Qtr/ �U=pierderea specifica de caldura a utilajului de transport
qext=Qext/ �U= pierderea specifica de caldura spre mediul ambient.
Tinanad cont de expresia pierderii de caldura raportat la materialul
uscat care iese din material:
Daca facem notatia: �q= qs+capa*tm1-( q’m +qtr +qext) atunci ec.
bilantului termic va fi:
l*(i2-i1)= �q
dar tinand cont ca l=Ma/ �U reprezinta consumul specific de aer;
atunci: l=1/ (i2-i1)
Page 29
29
Curs 8
INSTALATII DE USCARE(CONTINUARE):
Ecuatia bilantului termic pentru camera de uscare este:
Ma*i1+Qs=Qm+Qtr+Qext+Ma*i2 [W] sau
Ma(i2-i1)=Qs-(Qm+Qtr+Qext)
iar pentru 1 kg de umiditate preluat de agentul de uscare se poate scrie:
)U
Qext
U
Qtr
U
Qm(
U
Qs)(
U
Ma12 ii ,
, adica :
l(i2-i1)=qs-(qm+qtr+qext) [kJ/kg] in care s-au introdus notatiile:
U
Ml a
�consumul specific de aer a instalatiei [kg aer/kg umid]
U
Qq SS �consumul specific suplimentar de caldura [kJ/kg]
11222 *)(
*mapamm
mmmm tctt
U
cM
U
Qq � pierderea specifica de
caldura a materialului supus uscarii [kJ/kg]
)(*
12 mmtrtrtr
tr ttU
cM
U
Qq �consumul de caldura pentru incalzirea
instalatiei de transport
U
tSk
U
Qq mextext
** �pierderea de caldura specifica catre mediul
exterior al camerei de uscare
Tinand cont de expresia relatiei lui qm ecuatia bilantului termic specific
se scrie:
l(i2-i1)=qS+capa*tm1- ])(*
[ 1222
exttrmmmm qqtt
U
cM
sau: l(i2-i1)=qS+capa*tm1-(q’m+qtr+qext) ,
unde q’m= )(*
1222
mmmm tt
U
cM � consumul specifica de caldura pentru
incalzirea materialului in procesul de uscare [kJ/kg]
Se poate face notatia:
!q=qs+capa*tm1-(q’m+qtr+qext)
Page 30
30
Atunci expresia bilantului termic specific va fi:
l(i2-i1)=�q [kJ/kg]
In desfasurarea procesului de uscare pot apare 3 situatii:
a) �q>0 adica caldura introdusa suplimentar si cu materialul depasesc
suma pierderilor
i2>i1 –entalpia aerului la iesirea din instalatie este mai mare decat la
intrarea in procesul real
La fel temp aerului la iesirea din inst tD este > decat in cazul
procesului teoretic tC , adica tD>tC in procesul real si xD>xC
b) �q<0 adica caldura introdusa suplimentar nu este suficienta pentru
acoperirea pierderilor
Page 31
31
i2<i1, adica entalpia aerului la iesire este mai mica decat la intrarea in
procesul real, adica tD=t2<tC si xD<xC
c) �q=0 adica caldura introdusa compenseaza in totalitate pierderile si
deci i2=i1, procesul real este identic cu cel teoretic
Consumul specific de caldura total al instalatiei de uscare se compune
din suma consumurilor specifice in baterie de incalzire pricipala si in cea
secundara.
! Consumul specific din bateria principala de incalzire este:
qb=l(i1-i0) [kJ/kg]
! Consumul specific din bateria secundara de incalzire rezulta din:
l(i2-i1)=qs+capa*tm1-(q’m+qtr+qext)
,adica qs=02
12
xx
ii+q’m+qtr+qext-capa*tm1 [kJ/kg]
atunci CONSUMUL TOTAL va fi: qT=qb+qs
! Debitul masic de material rezultat in urma uscarii este:
Mm2=Mm1- �U [kg/s] sau [kg/h]
In care umiditatea eliminate este: �U=2
211
100*
U
UUM m
! Debitul total de aer vehiculat in inst de uscare:
L=Ma=l* �U [kg/h]
Page 32
32
Cursul 9. 7.4.-Instalatii de uscare cu recirculare
La acest tip de inst de uscare procesul de uscare se efectueaza cu
recircularea partiala a agentului de uscare. La iesirea din uscator curentul de
aer sau gaze se imparte in 2, o parte se elimina in atmosfera, iar restul
reintra in uscator prin bateria de incalzire sau chiar direct in uscator.
n=Mar/Ma n-factor de recirculare
Mar- debit de aer recirculat
Ma – debit masic aer ce intra in camera de uscare
n
inii oom
1
* 2 [kJ/kg]
n
xnxx oom
1
* 2
MC
AM
xx
xxn
om
oom
2
Procesul de uscare teoretic e reprezentat prin conturul AMB1C
Consumul de aer aspirat din exterior:
02
1
xxl [kg aer/kg umiditate]
Consumul de aer recirculat:
Page 33
33
om
rxx
l2
1 sau )1(
1
*
1
00
2
nl
n
xnxx
lr
q=l*(i2-io) [kJ/kg]
La acest tip de uscator avem urmatoarele avantaje:
a) diferente mici de temp intre intrarea si iesirea agentului de uscare
b) cresterea vitezei de deplasare a agentului termic prin uscator
c) miscarea consumului de caldura pentru aceleasi valori ale temperaturii
aerului la intrarea si iesirea din instalatie
Instalatia de uscare in circ inchis
1- motoventilator
2- confuzor
3- baterie de incalzire
4- carucior
5- camera de uscare
6- conducta de recirculare
7- racitor (condensator)
A1 -B1 - incalzire in bateria 3
B1 -C1 - uscarea in camera de uscare
C1 –F -racirea aerului in condensator
F -A1 -pe curba �=100 are loc condensarea vaporilor de apa din aerul
recirculat
Entalpia aerului la iesirea din bateria principala 3 este data de o relatie
semienpirica:
i1=1.006*t1+X1*(2500-1.863*t1) ??????????
Page 34
34
� Umiditatea ce se elimina din material:2
21
1100
*U
UUMU m [kg/h]
� Debitul specific de aer:12
1
XXl [kg aer/kg umid]
� Debitul total de aer : Ma=L=l* U [kg/h] ??????
�Pierderea specifica de caldura cu incalzirea materialului supus uscarii:
U
ttcUM
U
ttcMq mmmmmmmmm
)(**)()(* 211212
Mm2=Mm1- U Mm2-debitul masic de material uscat
� Pierderea specifica de caldura cu incalzirea mijlocului de transport:
U
ttcMq mmtrtr )(* 21
[kJ/kg]
� Pierderea specifica de caldura catre mediu ext:
U
tSKq mext
** [kJ/kg]
k-coeficientul global de transfer de caldura
S-suprafata desfasurata a camerei de uscare
tm-diferenta medie logaritmica de temp. intre interiorul si exteriorul
camerei de uscare
Daca se introduce si bateria de caldura secundara atunci
� Consumul specific de caldura cu baterie secundara este:
Qs=l*(i2-i1)-capa*tm1+(qm+qtr+qext) [kJ/kg]
� Consumul specific de caldura in bateria principala este:
qp=l*(i1-io) [kJ/kg]
� Consumul specific total de caldura din instalatie :
qT= qp+qs [kJ/kg]
� Consumul total de caldura:
QT= qT* U [kJ/h] ; [kW]
� Fluxul de caldura preluat de condesatorul 7:
Qc=Ma*(i2-i0)=L(i2-i0) [kW]
� Debitul apei de racire de la condensator:
mc=Qc/(capa* tapa) =)( 12 wwapa
c
ttc
Q [kg/s] ;[kg/h]
Page 35
35
Cap. IX. Instalatii frigorifice si pompe de caldura
Instalatii frigorifice
Generalitati
In ziua de astazi este greu sa ne imaginam ca se poate duce o viata
decenta fara sist de racire, sist de aer conditionat sau pompoe de caldura.
Nu se poate concepe acum fabricatia si pastrarea produselor alimentare
fara aplicarea unoe tehnici de racire. La fel se poate spune ca tehnica frigului
se aplica in diverse practici tehnologice. (ex.: industria chimica,
farmaceutica, industria petrolului si a gazelor naturale, electrotehnica,
electronica, matalurgie, tehnica nucleara etc.). De asemenea tehnica frigului
se aplica in realizarea unor dotari, pentru asa-zisele sporturi de iarna, in
medicina si in tehnica aero-spatiala.
In general rolul unui sist frigorific este de a scadea si a mentine temp unui
corp sau intr-un spatiu sub temp mediului inconjurator. Prin sist frigorific se
intelege orice sist care permite furnizandu-i o energie convenabila,
transformarea caldurii de la o substanta sau mediu cu o temp scazuta catre
alta cu o temp mai ridicata.
Dupa nivelul de temp in care ne referim sau care se doreste a se obtine
sist frigorifice, ele pot fi clasificate conventional in urmatoarele domenii:
a) inst de pompe de caldura in care caldura evacuata la temp superioare
celei a mediului inconjurator este utilizata in scopul de incalzire
b) inst de climatizare in care frigul produs la temp peste 0ºC este folosit
in scopuri de confort sau tehnologice
c) frigul moderat folosit in domeniu casnic comercial, industrial care
acopera zona temp cuprinse intre 0ºC si -120ºC, avand cea mai mare
raspandire
d) frigul adanc denumit si in domeniul criogeniei ce acopera zona temp
joase ce ajung pana aproape la 0ºK (-273,15ºC)
IPC –inst de pompe de caldura
ICA –inst de contionare a aerului
IF –inst frigorifice
IC –inst criogenice
Page 36
36
Transferul de caldura natural se face de la o sursa calda la o sursa rece.
Transferul artificial de caldura se face de la o sursa rece la o sursa calda
numai cu aport energetic din exterior.
Procedeele de obtinere a temp scazute sunt multiple si se pot imparti in 2
categorii: cu agent frigorific si fara agent frigorific.
Prima categorie, cea cu agent frigorific se imparte la randul ei in 2 grupe:
procedee in circuit deschis si procedee in circui inchis.
Din grupa procedeelor de obtinere a temp joase in circuit deschis intra:
utilizarea ghetii de apa, a ghetii uscate fabricate din CO2, a ghetii eutectice
sau prin evaporarea unor lichide.
In grupa procedeelor in circuit inchis(cea mai utilizata) intra inst ce
utilizeaza vapori de agent frigorific si inst ce folosesc gazele pentru
obtinerea temp scazute.
Temperaturile scazute se obtin prin procedee in circuit inchis si cu vapori
de agenti frigorific se clasifica la randul lor in : inst cu comprimare mecanica
de vapori, inst cu absorbtie numite si cu comprimare termichimica si inst cu
ejectie sau cu comprimare termica in ejectoare.
Page 37
37
Diagrama presiune entalpie (log p-i)
In frigotehnie cea mai utilizata diagrama este log p-i (h)
In diagrama sunt urmatoarele curbe:
x=0 �curba limita de lichid saturat
x=1 �curba limita de vapori saturati uscati
log p=ct
Izobarele sunt drepte paralele cu axa absciselor (axa i)
Scara logaritmica a presiunilor faciliteaza reprezentarea unui domeniu
larg de presiuni si citirea usoara a valorii acestora.
I=ct� izentalpele :drepte paralele cu axa ordonatelor adica a presiunelor
-t=ct �izotermele : domeniul lichid , aliura curbelor se apropie de verticala
(in calcule se conside verticala); in domeniul vaporilor umezi (L+V) sunt
orizontale, paralele cu axa absciselor si se suprapun cu izobarele pentru
agentii puri sau azeotropi.
Pentru agentii frogorifici zeotropi (formati din mai multi compusi
chimici), izotermele sunt inclinate spre dreapta si nu se suprapun cu
izobarele
-in domeniul vaporilor supraincalziti (V) aliura curbelor este descendenta
-s=ct �izentalpele: atat in domeniul L+V cat si in domeniul vaporilor
supraincalziti (V) sunt curbe inclinate cu concavitatea spre axa absciselor
-v=ct �izocorele: in domeniul vaporilor umezi (L+V) zona de saturatie,
sunt curbe cu concavitatea spre axa presiunilot, iar in domenhiul vaporilor
supraincalziti V sunt curbe divergente
-x=ct �curbele de titlu : se afla numai in domeniul vaporilor umezi si au
valori cuprinse intre 0 si 1
Fluxurile de caldura specifice masice din aparatele inst frigorifice cat si
lucrul mecanic al compresoarelor se reprezinta prin segmentul de dreapta si
se calculeaza prin diferenta de entalpii.
Page 38
38
CURS 10
Instalatii frigorifice intr-o treapta de comprimarea vaporilor de agent
frigorific
Schema de principiu
VL-ventil de laminare ciclul teoretic in diagrama
logP-i
V – vaporizator 1 – vapori saturati uscati
C – compresor 2 – vapori supraincalziti
K – condensator 3 – lichid
4 – amestec de lichid si vapori de ag
frigorific
Principiu de functionare
Compresorul C aspira vaporii saturati uscati cu titlu de vapori x=1 din
vaporizatorul V, il comprima adiabatic, adica la entropie constanta (s1= s2=
ct.) din starea 1 in starea 2 , marindu-le energia interna si presiunea de de p0
la pk consumand lucrul mecanic l, adica consumand puterea P, vaporii de
agent frigorific incalziti cu starea 2 intra in condensatorul K unde se racesc
izobar pk =ct. Pana la starea 2’ si apoi se condenseaza pana la starea 3
izoterm-izobar ca urmare a cedarii fluxurilor de caldura de supraincalzire si
de condensare notate cu Qk, mediului de racire ce poate fi aerul sau apa.
Agentul frigorofic condensat , adica lichid cu titlu de vapori x=0 si
tenperatura tk cu starea 3, se lamineaza izentalpic (i3=i4=ct.) in ventilul de
laminare VL pana la starea 4 caracterizata prin temperatura t0 si presiunea po
de vaporizare . Agentul frigorific bifazic (x>0) cu starea 4 ajunge in
vaporizatorul V unde se vaporizeaza izoterm-izobar la temp t0 si presiunea p0
preluand fluxul de caldura de vaporizare Q0 de la mediul racit ce poate fi
aerul, apa sau un agent intermediar. Vaporii de agent frigorific saturati uscati
Page 39
39
rezultati in urma vaporizarii cu starea 1 si titlu de vapori x=1 sunt aspirati de
compresor , ciclul reluandu-se.
Calculul termodinamic al ciclului frigorific al instalatiei
Acest calcul spe baza datelor initiale cunoscute stabileste marimile necesare
pentru dimensionarea instalatiilor frigorifice.
a) DATE INITIALE
Q0 – puterea frigorifica ce trebuie realizata de instalatie ce se
determina, la randul ei fiind identica cu necesarul de frig ce se
stabileste anterior
to – temperatura de vaporizare a agentului frigorific ce se determina
in prealabil in functie de temperatura dorita in mediul racit
tk – temperatura de condensare ce se determina in functie de
temperatura mediului de racire aer sau apa
-Agentul frigorific ce se alege pe considerente tehnico-economice
dar avand in vedere to si tk . Agentii frigorifici uzuali sunt R717
(NH3) , R22 (freon), R134a, R404a, R507, R407c
- Stabilirea parametrilor de stare a agentului frigorific in diagrama
logP- i (t, p, i, v, s, x) in punctele caracteristice . Aceasta stabilire se
face cu ajutorul diagramelor termodinamice, tabelelor termodinamice
ale agentului frigorific sau cu ajutorul programelor de calcul furnizate
de producatorii de agenti frigorifici.
b) Marimile caracteristice procesului termodinamic
- puterea frigorifica specifica maxima
qo= i1- i4 [kJ/kg]
- lucrul mecanic teoretic specific
l = i2- i1 [kJ/kg]
- sarcina termica (puterea calorifica) de condensare
qk= i2- i3 [kJ/kg]
- bilantul termic pe ciclu
k= q0+l
- debitul masic de agent frigorific
m=Q0/qo [kg/s]
- puterea frigorifica a instalatiei
Qo= m*q0=m*(i1- i4) [W, kW]
- puterea adiabata absorbita de compressor
P=m*l=m*( i2- i1) [W, kW]
- puterea calorifica a condensatorului
Qk=m*qk=m*( i2- i3) [W, kW]
- bilantul energetic pe instalatie
Page 40
40
Qk=Qo+P=m*q0+m*l=m*( q0+ l) [W, kW]
- eficienta frigorifica
e= Qp / P = (m*qo) / m*l = qo / l
- debitul volumic de vapori aspirati de compressor
V= m*v1’’ [m3/s]
Instalatii frigorifice intr-o treapta de comprimare cu subracitor
Aceste instalatii sunt cele mai raspandite in industria alimentara
pentru refrigerarea si pastrarea produselor, in industria de prelucrare a
maselor plastice, in constructii pentru producerea fulgilor de gheata folosite
la turnarea betoanelor.
desen
VL-ventil de laminare SR - subracitor
V – vaporizator K – condensator
C – compresor
Agentul frigorific utilizat frecvent la instalatiile intr-o treapta cu subracire
este R717 (NH3) amoniacul fiind un agent ecologic si mai rar R22 sau
R404a . Ca agent de racire a condensatorului si subracitorului se foloseste
apa. In timpul subracirii si condensarii apa se incalzeste cu ~ 5oC, caldura ce
se elimina din apa recirculata cu turn de racire apa numindu-se in literatura
de specialitate apa de racire
Principiu de functionare
1-2 comprimare adiabata de la presiunea po la pk consumand puterea P.
Compresorul aspira vapori saturati uscati cu starea 1 si titlu de vapori x=1 si
ii refuleaza sub forma de vapori supraincalziti cu starea 2 marindu-le energia
interna de la 2 la 3
2-3 racire izobara pana la starea 2’ si condensare izoterm-izobara la
temperatura tk si presiunea pk pana la starea 3 unde agentul frigorific lichid
Page 41
41
are titlu de vapori x=0. Racirea izobara si condensarea izoterm-izobara se
produc in condensatorul K cedand fluxul de caldura Qk
3-4 subracire izobara in subracitorul SR cedand apei de racire fluxul de
caldura Qsr
4-5 are loc laminarea sau destinderea agentului frigorific lichid subracit de
la presiunea pk la po in ventilul de laminare VL
5-1 amestecul de agent frigorific lichid si vaporii rezultati in urma
laminarii intra in vaporizatorul V. Se produce vaporizarea izoterm-izobara a
agentului frigorific preluand de la mediul racit fluxul de caldura Qo rezultand
vapori saturati uscati cu starea 1 ciclul inchizandu-se
Subracirea agentului frigorific lichid ce iese din condensator si intra in
subracitorul SR are ca efect marirea puterii frigorifice specifice qq fata de
puterea frigorifica specifica obtinuta cu o instalatie fara subracitor
i1- i5> i1- i3
Calculul termodinamic al ciclului frigorific
Acest calcul stabileste pe baza datelor initiale marimile necesare
pentru dimensionarea instalatiilor frigorifice
a) DATE INITIALE
Qo puterea frigorific ace se precizeaza sau se determina din necesarul
de frig stabilit pentru procesul tehnologic ce deserveste instalatia frigorifica
to temperatura de vaporizare a agentului frigorific care e mai mica
decat temperatura mediului racit cu 3—10o C
tk temperatura de condensare ce se alege in cazul condensarii cu apa
mai mare cu 3--5 o C decat temperatura apei la iesire din condensator
tsr temperatura de subracire ce se alege cu 2—3 o C peste temperatura
apei de racire la intrare in ssubracitor
Stabilirea parametrilor de stare a agentului frigorific in diagrama
logP-i (t, p, i, s, v, x) in punctele caracteristice cu ajutorul diagramelor,
tabelelor termodinamice sau cu programe de calcul
Page 42
42
b) Marimile caracteristice procesului termodinamic
- puterea frigorifica specifica
qo= i1- i5 [kJ/kg]
- sarcina termica specifica de condensare
qk = i2- i3 [kJ/kg]
- sarcina termica specifica de subracire
qsr= i3- i4 [kJ/kg]
- lucru mecanic specific de comprimare
l= i2- i1 [kJ/kg]
- bilantul termic
qk + qsr = qo+l
- debitul masic de agent frigorific
m=Q0/qo [kg/s]
- puterea frigorifica a vaporizatorului
Qo= m*q0=m*(i1- i5) [W, kW]
- sarcina termica a condensatorului
Qk= m*qk=m*(i2- i3) [W, kW]
- sarcina termica a subracitorului
Qsr=m*qsr=m*( i3- i4) [W, kW]
- puterea teoretica absorbita de compresor
P= m*l = m*( i2- i1) [W, kW]
- bilantul energetic pe instalatie
Qk+Qsr = Qo+P [W, kW]
- debitul volumic de agent frigorific aspirat de compresor
V=m*v’’ [m3/s]
- eficienta instalatiei frigorifice cu subracire
e= Qp / P
Page 43
43
CURS 11
Pompa de caldura intr-o treapta de comprimare a vaporilor de agent
frigorific
VL-ventil de laminare
V – vaporizator
C – compresor
K – condensator
Pompa de caldura e o instalatie ce serveste la ’pomparea’ caldurii de
la o sursa de caldura cu o temperatura scazuta la o sursa de caldura cu
temperatura ridicata cu scopul folosirii pentru incalzire sau apa calda
menajera. O instalatie frigorifica la care se utilizeaza caldura cedata de
condensator e o pompa de caldura
Cele mai uzuale pompe de caldura sunt acelea in care sursa de caldura
este apa sau apa glicolata (apa + etilenglicol) iar sursa calda e apa ce se
foloseste pentru incalzire.
Principiul de functionare
Compresorul C aspira vaporii saturati uscati cu titlu de vapori x=1 din
vaporizatorul V, il comprima adiabatic, adica la entropie constanta (s1= s2=
ct.) din starea 1 in starea 2 , marindu-le energia interna si presiunea de de p0
Page 44
44
la pk consumand lucrul mecanic l, adica consumand puterea P, vaporii de
agent frigorific incalziti cu starea 2 intra in condensatorul K unde se racesc
izobar pk =ct. Pana la starea 2’ si apoi se condenseaza pana la starea 3
izoterm-izobar ca urmare a cedarii fluxurilor de caldura de supraincalzire si
de condensare notate cu Qk, mediului de racire ce poate fi aerul sau apa.
Agentul frigorofic condensat , adica lichid cu titlu de vapori x=0 si
tenperatura tk cu starea 3, se lamineaza izentalpic (i3=i4=ct.) in ventilul de
laminare VL pana la starea 4 caracterizata prin temperatura t0 si presiunea po
de vaporizare . Agentul frigorific bifazic (x>0) cu starea 4 ajunge in
vaporizatorul V unde se vaporizeaza izoterm-izobar la temp t0 si presiunea p0
preluand fluxul de caldura de vaporizare Q0 de la mediul racit ce poate fi
aerul, apa sau un agent intermediar. Vaporii de agent frigorific saturati uscati
rezultati in urma vaporizarii cu starea 1 si titlu de vapori x=1 sunt aspirati de
compresor , ciclul reluandu-se.
Calculul termodinamic al ciclului pompei de caldura
Acest calcul stabileste pe baza datelor initiale marimile necesare
pentru dimensionarea pompei de caldura
a) DATE INITIALE
Qk in kW sau kcal/h
- sarcina termica a condensatorlui se alege din necesarul e caldura
calculat conform normelor
- tw2k
- tk = tw2k + (2---3) o C
- tw1k = tw2k – (5---10) o C
Temperatura sursei de caldura (apa glicolata), poate fi solul, apa
freatica, aer, energie solara
- tw1v = (8---10) o
C
- tw2v = tw1v – (4---6) o C
- t0 = tw2v – (2---3) o C
Agentul frigorific R22, R407c, R410a
Din diagrama logP-i se scot valorile (t, p, i, s, v, x)
1-2 comprimare adiabata a agentului frigorific de la presiunea p0 la pk
consumand lucru mecanic specific l sau puterea adiabata P. Agentul
frigorific refulat cu presiunea pk sub forma de vapori supraincalziti cu
starea 2 in condensatorul K
2-3 racirea vaporilor supraincalziti izobara in condensatorul K dupa
care urmeaza condensarea propriu-zisa izoterm-izobar (pk , tk) cedand
Page 45
45
apei de incalzire fluxul de caldura Qk . Agentul frigorific condensat cu
starea 3 intra in ventilul de laminare VR unde se produce destinderea
izentalpica i3 =i4 de la presiunea pk la p0
4-1 Agentul frigorific laminat cu presiunea p0 intra in vaporizatorul
V. In vaporizator are loc vaporizarea izoterm-izobara a agentului
frigorific cu presiunea po si temperatura t0 preluand fluxul de caldura
Q0 de la sursa de caldura. Agentul frigorific vaporizat cu starea 4 sub
forma de vapori saturati uscati intra in compresorul C ciclul
inchizandu-se
b) Marimile caracteristice procesului termodinamic
- puterea frigorifica specifica
q0 = i1- i4 [kJ/kg]
- lucru mecanic elementar de compresie
l = i2- i1 [kJ/kg]
- sarcina termica specifica de condensare
qk = i2- i3 [kJ/kg]
- bilantul termic pe instalatie
qk = q0+ l
- debitul masic de agent frigorific din instalatie
m = q0 = Qk / qk [kg/s]
- puterea frigorifica
Q0 = m* q0 = m*( i1- i4) [kW] , [kcal/h]
- puterea adiabata absorbita de compresor
P= m*l = m*( i2- i1) [kW] , [kcal/h]
- debitul volumic aspirat de compresor
V=m*v1’’ [m3/s] , [m
3/h]
- bilantul energetic pe instalatie
Qk = Q0+ P
- eficienta pompei de caldura
epc= Qk / P
Page 46
46
Pompa de caldura intr-o treapta de comprimare cu schimbator de
caldura recuperativ (economizor)
Principiu de functionare
1-2 comprimare adiabata s1= s2 = ct. In compresorul C a vaporilor
supraincalziti cu starea 1 si presiunea p0 pana la starea 2 cu
presiunea pk si tempeartura t2 de vapori supraincalziti. In procesul
de comprimare se consuma lucru mecanic specific l si puterea
absorbita P
2-3 racire izobara a vaporilor supraincalziti si condensare izoterm-
izobara (tk , pk) in condensatorul K. In procesul de condensrae se
produce un flux de caldura Qk folosit pentru incalzire
3-4 subracirea agentului frigorific condensat la preiune constanta
pk in schimbatorul de caldura regenerativ rezultand agent frigorific
subracit cu starea 4. Subracirea se produce pe seama cedarii unui
flux de caldura vaporilor saturati uscati ce ies din vaporizatorul V
cu starea 6
4-5 laminarea izentalpa ( i4= i5) in ventilul de laminare VR de la
presiuna pk la p0
5-6 fluidul cu starea 5 intra in vaporizator unde are loc vaporizarea
izoterm-izobara p0 si t0 preluand fluxul de caldura Q0 de la sursa de
caldura
6-1 supraincalzirea vaporilor saturati uscati cu starea 6 ce vin din
vaporizatorul V si intra in schimbatorul de caldura SCR unde se
supraincalzesc pana la starea 1 primind fluxul de caldura de la
agentul frigorific ce se subraceste
Page 47
47
Calculul termodinamic
Acest calcul stabileste pe baza datelor initiale marimile necesare
pentru dimensionarea pompei de caldura.
a) DATE INITIALE
- sarcina termica de condensare in W, kW, kcal/h, Qk care se
precizeaza sau se determina din necesarul de caldura calculat conform
normelor
- temperatura apei la iesirea din condensator tw2k
tw1k = tw2k - (5---10) o C
- tw1v = 8---10 o C
- tw2v = tw1v - (4---6) o C
- tk = tw2k + (2---3) o C
- t0 = tw2v - (2---3) o C
Agent frigorific R22, R407c, R410a
b) Marimile caracteristice ale procesului termodinamic
- t1 = t0 + (10---20) o C
La intersectia izotermei t1 cu izobara p0 => punctul 1 al carui entalpie
este i1Pentru determinarea entalpiei punctului 4 se face bilantul pe
schimbatorul de caldura regenerativ SCR
i1- i6 = i3- i4 => i4= i3 - ( i1- i4) => i5= i4
m = Qk / qk = Qk / ( i2- i3) [kg/s]
qk = i2- i3 [kJ/kg]
q0 = i6- i5 [kJ/kg]
qsr = i3- i4 [kJ/kg]
qsi = i1- i6 [kJ/kg]
l = i2- i1 [kJ/kg]
- bilantul pe instalatie
qk + qsr = q0 + l + qsi
- fluxurile totale pe aparate
Q0 = m* q0 = m*(i6- i5) [W, kW]
- sarcina termica pe schimbatorul de caldura regenerativ
Qsr = Qsi = m* qsr = m*qsi =m*(i3- i4) = m*(i1- i6) [W, kW]
- bilantul energetic
Qk = Q0 + p + Qsi
- puterea adiabata absorbita de compresor
P = m*l = m* ( i2- i1) [W, kW]
- eficienta
epc= Qk / P = ( m* qk ) / m*l = pk / l
Page 48
48
CURS 12
TURNURI DE RACIRE
1. Generalitati
Turnurile de racire sunt aparate destinate dupa cum este si denumirea,
pentru racirea apei.
Racirea apei in turnuri de racire se face prin convectie si evaporare
Turnurile de racire se pot clasifica dupa sistemul de circulatie in doua
categorii :
- turnuri de racire cu tiraj natural
- turnuri de racire cu tiraj fortat
Transferul de caldura prin convectie si evaporare se face in general
in contracurent. Mai pot fi si turnuri de racire in raport cu circulatia apei in
curent transversal si mixt (transversal + contracurent).
Ce trebuie stiut , fiind o conditie importanta este ca evaporarea apei
depinde de starea de umiditate a aerului la intrarea in turn, deci a aerului
ambiant
2. Calculul termodinamic al turnurilor de racire
Circulatia celor doua fluide, aer si apa se face dupa cum s-a precizat
mai sus in contracurent , apa fiind lasata sa treaca liber sub forma de picaturi
, de pelicula subtire, sau pelicula si picaturi ( curgere mixta). Aerul este
suflat pe la partea inferioara a turnului curentul de aer fiind creat prin tiraj
natural sau prin tiraj fortat.
turn de racire cu tiraj natural
Page 49
49
1– bazin 2 – ferestre (pentru intrare aer) 3 – umplutura 4 –distribuitor apa 5
– separator de picaturi 6 – cos de tiraj
turn de racire cu tiraj fortat
1- bazin 2 – pompa recirculare apa 3 – sicane (ferestre) pt circulatia aerului
4 – umplutura 5 – sistem de imprastiere apa 6 – separator de picaturi 7 –
carcasa 8 - motoventilator
In prezentarea de mai sus , tirajul natural este produs de diferenta
ddintre densitatea aerului la intrare in turn r1 si cea de la iesirea din turn r2
. Diferenta r1- r2 este data de cresterea temperaturii aerului, cat si de
incarcarea aerului cu vapori de apa la trecerea prin turn.
La intrarea in turn aerul are entalpia :
i1 = 1.006*tl1 + f1* xs1(2500+1.863 tl1) [kJ/kg]
unde : tl1 = temperatura aerului la intrare
xs1= continutul de umiditate al aerului la saturatie la
temperatura tl1
La iesirea din turn entalpia aerului este :
i2 = 1.006*tl2 + f2* xs2(2500+1.863 tl2) [kJ/kg]
iar tl2 = temperatura aerului la iesire
Daca se neglijeaza schimbul de caldura cu exteriorul, ecuatia de
bilant termic este :
Ma * ( i2- i1) = Gw* cw *( tw1 – tw2) = Gw* cw *Dtw [kJ / s]
unde : Ma = debitul masic de aer [kg/s]
Gw = debitul masic de apa [kg/s]
cw = caldura specifica a apei [kJ/kg K]
Page 50
50
tw1 = temperatura apei la intrare [o C]
tw1 = temperatura apei la iesire [o C]
Entalpia aerului la iesirea din turn se calculeaza din relatia de bilant
termic real, adica :
Gw1* cw * tw1 + Ma* i1 = Gw2* cw *tw2 + Ma* i2
Pierderea de apa prin evaporare este
Gwp = Gw1+ Gw2 [kg/s]
sau Gwp = Ma* ( x2- x1) cantitatea de apa evaporata
dar
Gw1* cw * t1 – Gw2* cw * t2 = Ma* ( i2- i1)
sau
Gw1* cw * t1 – (Gw1- Gwp) *cw* t2 = Ma* ( i2- i1)
notand gwp = Gwp / Gw1 pierderea specifica de apa
si impartind cu Gw1 rezulta :
( Gw1 / Gw1 ) * cw*t1 – [(Gw1 - Gwp) *( cw * t2)]/ Gw1 = Ma* ( i2- i1) /Gw1
iar
cw*t1 –(1- gwp )* cw*t2 = Ma* ( i2- i1) /Gw1
sau
cw*t1 – cw*t2 + gwp * cw*t2 = l( i2- i1)
iar Ma / Gw1 = l debitul specific de aer al turnului
l= [cw* ( t1- t2) + gwp * cw*t2 ] / ( i2- i1)
Din relatiile Gwp = Ma* ( x2- x1) si gwp = Gwp / Gw1 =>
gwp * Gw1 = Ma* ( x2- x1) =>
atunci gwp = (Ma / Gw1 )*( x2- x1) = l( x2- x1)
cw*t1 – cw*t2 + (Gwp / Gw1)*cw * t2 = ( Ma / Gw1 )* ( i2- i1) sau
cw* ( t1- t2)+ gwp * cw*t2 = l( i2- i1) sau
cw* ( t1- t2)+ l( x2- x1)* cw * t2 = l( i2- i1) atunci
cw* ( t1- t2) = l[ i2- i1- ( x2- x1)* cw * t2 ]
adica l= [ cw* ( t1- t2)] / {[ i2- i1- ( x2- x1)* cw * t2 ]}
ceea ce reprezinta expresia debitului specific real de aer a turnului
In continuare se vor analiza turnurile de racire cu circulatie fortata sau
cu tiraj artificial, ce sunt in prezent des utilizate
La aceste turnuri debitul real de aer este mai mare decat la trunurile cu
tiraj natural
Rezistenta de trecere a aerului prin trun cauzata de picaturile de apa si
de umplutura la turnurile cu tiraj natural se calculeaza cu relatia
Page 51
51
R = x*rm*w2/2 [N/ m
2]
unde rm= (r1+r2)/2 densitatea apecifica medie a aerului
r1= densitatea aerului la intrare [m3/s]
r2= densitatea aerului la iesire [m3/s]
w = viteza de circulatie a aerului prin turn [m/s]
wl=V/(e*Sb) [m/s]
unde V= Ma / rm debitul volumic mediu al aerului v [m3/s]
Sb= suprafata de baza a turnului [m2]
e= coeficientul de ingustare a sectiunii a carui valoare este
egala cu raportul intre sectiune libera de curgere pentru aer si sectiunea
totala de baza Sb
Daca se introduce notiunea de incarcare hidraulica sau debite de
stropire =>
b= Gw/ Sb [kg/m2s] si l= Ma / Gw atunci
w = (V*b) / (e* Gw)= (b*l) / (e* rm)
Inlocuind in relatia rezistentei de trecere rezulta pentru aceasta
expresia R={x*rm*[(b*l) / (e* rm)]}/2=(x*b2*l2
)/(2*e2* rm) [N/ m
2]
Puterea necesara a ventilatorului
P=R*w*Sb=[(x*b2*l2
)/(2*e2* rm)] *Sb* [(b*l) / (e* rm)]
deci P= (x*Ma2 ) / (2*e2
* rm2 * Sb
2) sau se mai poate scrie
P = 10-3
(rm*V3)/( 2*e2
* Sb2) [kW]
unde : V = debitul volumic al ventilatorului [m3/s]
Turnurile de racire cu tiraj natural racesc apa la o temperatura cu 12---
-15oC mai mare decat temperatura termometrului umed
tw2v=tu+(12---15)oC
Turnurile de racire cu tiraj fortat racesc apa la o temperatura cu 5--
8oC mai ridicata decat temperatura termometrului umed
Page 52
52
Elemente caracteristice ale proceselor termice industriale 1
Stare si marimi de stare 1
Transformarea 1
Proces 1+2+3+4
Marimi si relatii de baza la calculul transferului de caldura in regim constant intre doua
fluide prin pereti despartitori fara surse interioare de caldura 5+6+7
Clasificarea schimbatoarelor de caldura 8+9
Calculul schimbatorului de caldura 9+10
SCHIMBATOARE DE CALDURA RECUPERATIVE IN ECHICURENT SI
CONTRACURENT FARA SCHIMBAREA STARII DE AGREGARE A AGENTILOR
TERMICI. 11+12
Calculul termic de verif a sch de caldura 12+13
Schimbatoare de caldura recuperative cu circulatie mixta sau incrucisata fara schimb starii
de agregare a ag termici 13+14+15
SCHIMBATOARE DE CALDURA RECUPERATIVE CU SCHIMBAREA STARII DE
AGREGARE A AGENTILOR TERMICI 16+17
Schimbatoare de caldura cu amestec , fara schimbarea starii de agregare
a agentilor termici 17+18+19
RECUPERATOARE DE CALDURA 20
Definitii.Clasificare.Consideratii generale. 20
Recuperatoare cu tevi netede din otel. 20+21
Recuparatoare cu proeminente aciculare. 21
Recuparatoare cu placi. 21+22
Recuparatoare termobloc 22
Calculul termic al recuparatoarelor 22+23
Regeneratoare de caldura 23
PROCESE SI INSTALATII INDUSTRIALE DE USCARE 24
Generalitati 24
Uscare cu aer si gaze de ardere 24+25+26
Calculul termic al instal.de uscare de tip convectiv in functionarea reala. 26+27+28+29+30
Instalatii de uscare cu recirculare 31+32
Instalatia de uscare in circ inchis 32+33
Instalatii frigorifice – Generalitati 34+35+36
Instalatii frigorifice intr-o treapta de comprimarea vaporilor de agent frigorific 37+38+39
Instalatii frigorifice intr-o treapta de comprimare cu subracitor 39+40+41
Pompa de caldura intr-o treapta de comprimare a vaporilor de agent frigorific 42+43+44
Pompa de caldura intr-o treapta de comprimare cu schimbator de caldura recuperativ
(economizor) 45+46
TURNURI DE RACIRE 47+48+49+50
