Termotehnica Si Masini Termice

T. MADARASAN B. APAHIDEAN I.GHIRANI.TEBEREAN P. UNGURESAN B. DUMA

M. BALAN

INDRUMATOR

pentru LUCRARI deTERMOTEHNICA si MASINI TERMICE

CLUJ-NAPOCA 2002

1

PREFATA

Aceasta lucrare reprezinta o editie noua, revazuta si completata a indrumatorului "Termotehnica si masini termice-Lucrari de laborator", autori A. Apahidean, T. Madarasan, I. Ghiran si I. Teberean, aparuta prin Atelierul de multiplicare al UTC-N in 2001.

Ideea transpunerii si difuzarii pe Internet a prezentei carti are la baza faptul ca Biblioteca Universitatii Tehnice din Cluj-Napoca (UTC-N) achizitioneaza putine exemplare din materialele didactice care apar. Ca urmare, dupa un an de la publicarea unei lucrari solicitate de multi studenti, se face simtita nevoia reeditarii respectivei lucrari. Aceasta este si situatia Indrumatorului de Lucrari de Termotehnica si Masini Termice, care este folosit de studentii de la toate specializarile din cele trei facultati cu profil mecanic, precum si de catre studentii Facultatii de Electrotehnica ale UTC-N.

De asemenea se considera ca prin aceasta forma de difuzare se aduce o modesta contributie la crearea bazei pentru dezvoltarea invatamantului la distanta, care desigur, in anii ce vin, se va raspandi din ce in ce mai mult. Alte avantaje ale publicarii pe internet a unei lucrari didactice le reprezinta posibilitatea de a modifica foarte operativ prezentarea lucrarilor care se modernizeaza si costurile practic

neglijabile, legate de publicarea acestor carti. Indrumatorul prezinta lucrarile de laborator intr-o forma usor acesibila studentilor care au in planul de invatamant disciplina de Termotehnica si Masini termice. Fiecare lucrare trateaza bazele teoretice ale procesului studiat, prezinta pe larg instalatia experimentala, inclusiv aparatura de masura, mersul lucrarii, prelucrarea si interpretarea rezultatelor experimentale, precum si tabelul cu rezultatele finale.O importanta deosebita se acorda preciziei de masurare. Pentru a se usura calculul marimilor care intervin, indrumatorul mai contine si o serie de anexe cu principalele proprietati termofizice ale celor mai utilizati agenti termodinamici.

Au fost revazute toate lucrarile de laborator. S-au operat schimbarile impuse de modificarile aduse instalatiilor experimentale si s-au corectat unele scapari strecurate in editia precedenta.

Multumim pe aceasta cale tuturor acelora care, prin observatiilie si sugestiile facute, au contribuit la imbunatatirea continutului indrumatorului de lucrari.

CUPRINS

Nr. TITLUL LUCRARII

2

Lucr.1 MASURAREA TEMPERATURILOR

2 MASURAREA PRESIUNILOR

3 DETERMINAREA DEBITELOR PRIN METODA STRANGULARII

4DETERMINAREA CALDURILOR SPECIFICE ALE SUBSTANTELOR GAZOASE

5 DETERMINAREA TITLULUI SI ENTALPIEI ABURULUI SATURAT UMED

6 DETERMINAREA CALDURII DE ARDERE A COMBUSTIBILILOR GAZOSI

7 DETERMINAREA MARIMILOR DE STARE ALE AERULUI UMED

8DETERMINAREA CONDUCTIVITATII TERMICE A MATERIALELOR SOLIDE

9DETERMINAREA EXPONENTULUI ADIABATIC AL GAZELOR PRIN METODA CLEMENT-DESORMES

10DETERMINAREA COEFICIENTULUI DE CONVECTIE TERMICA LA UN FASCICUL DE TEVI

11DETERMINAREA COEFICIENTULUI GLOBAL DE TRANSFER TERMIC SI A CONDUCTIVITATII TERMICE ECHIVALENTE LA UN CUPTOR DE INCALZIT ELECTRIC

12 ANALIZA COMPOZITIEI CHIMICE A GAZELOR ARSE

13 BILANTUL TERMIC AL SCHIMBATOARELOR DE CALDURA

14 BILANTUL TERMIC AL UNUI CAZAN DE ABUR

15DETERMINAREA CARACTERISTICILOR PRINCIPALE ALE UNEI INSTALATII FRIGORIFICE CU COMPRESOR

16DETERMINAREA CARACTERISTICILOR PRINCIPALE ALE POMPELOR DE CALDURA

17DETERMINAREA CURBEI DEBITULUI IN FUNCTIE DE RAPORTUL PRESIUNILOR SI BILANTUL TERMIC LA UN COMPRESOR CU PISTON

18TRASAEA CURBELOR CARACTERISTICE INTERIOARE LA UN VENTILLATOR CENTRIFUGAL

19 INCERCARE SI REGLAREA POMPELOR DE INJECTIE

20DETERMINAREA CARACTERISTICILOR DE TURATIE A MOTOARELOR CU ARDERE INTERNA CU PISTON

21 BILANTUL TERMIC AL UNUI MOTOR DIESEL IN PATRU TIMPI

22ORGANOLOGIA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNA CU PISTON, A TURBINELOR CU GAZE SI A COMPRESOARELOR

23DETERMINAREA NEUNIFORMITATII DE DEBITARE A UNEI POMPE DE INJECTIE CU DISTRIBUITOR ROTATIV

24 SEPARAREA TERMICA A UNUI CURENT DE GAZ PRIN EFECT

3

http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/Lucr01/L1.html

http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/L24/lucr24.html























http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/L10/lucr.10.html

http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/L10/lucr.10.html

http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/L09/lucr09..html









http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/Lucr03/L3.htm


TURBIONAR

25 STUDIUL PROCESULUI DE COMPRIMARE INTR-UN EJECTOR.

26 SCHIMBUL GLOBAL DE CALDURA PRIN SUPRAFETE EXTINSE

27 INCERCAREA SI REGLAREA INJECTOARELOR

28 ANEXA I

29 ANEXA II

1. MASURAREA TEMPERATURILOR

1.1. Notiuni generale

4

http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/AnexaII/ANEXA%20II.htm

http://www.termo.utcluj.ro/termoluc/AnexaI/Anexa%20I.html





Temperatura este o marime de stare termica ce caracterizeaza gradul de incalzire al corpurilor .

Pentru masurarea temperaturii se recurge la un corp termometric ale carui proprietati fizice variaza cu temperatura. Indicarea temperaturii se obtine prin stabilirea echilibrului termodinamic intre corpul al carui temperatura se doreste a fi stabilita si corpul termometric, stare in care, transferul de caldura dintre acestea se anuleaza.

Metodele si aparatele folosite pentru masurarea temperaturii se clasifica in functie de proprietatea fizica a corpului termometric utilizata in acest scop. In general, se foloseste variatia urmatoarelor proprietati fizice ale materialelor sau corpurilor termometrice functie de temperatura:

-variatia dimensiunilor liniare ale unor corpuri solide cu temperatura (termometre cu tub si tija, termometre cu lama bimetalica);

-variatia volumului functie de temperatura a unor lichide in tuburi capilare (termometre cu lichid);

-variatia presiunii functie de temperatura a unor vapori, gaze sau lichide aflate intr-un volum inchis (termometre manometrice);

-variatia functie de temperatura a rezistentei electrice a unor conductoare (termorezistente) si semiconductoare (termistoare) (traductoare termorezistive);

-aparitia unei tensiuni termoelectromotoare (t.t.e.m.) la capetele libere a doua conductoare diferite, sudate intre ele, cand sudura se afla la temperatura de masurat iar capetele libere la o temperatura cunoscuta si constanta (termocupluri);

-actiunea termica si distributia spectrala a energiei radiate de un corp incalzit (pirometre optice cu radiatie totala, pirometre optice cu benzi de radiatie, pirometre spectrale si pirometre cu dispersie sau de culoare);

-alte metode bazate pe variatia proprietatilor fizice si chimice ale corpurilor.

In general, aparatele care servesc pentru masurarea temperaturilor sub 660oC - se numesc termometre, iar peste 660oC,- pirometre. Domeniul de utilizare a principalelor aparate folosite pentru masurarea temperaturii sunt prezentate in tabelul 1.1.

Tabelul 1.1 Domeniile de utilizare ale unor aparate de masurat temperatura

Domeniul de masura

[ oC]

Materiale Aparat de masurat

0 1 2

5

- 30 ... + 30

- 30 ... + 500

- 30 ... + 600

- 30 ... + 750

pana la + 1000

- 60 ... + 100

- 70 ... + 110

- 200 ... + 30

Mercur

Mercur si atmosfera de azot

la 10 bar

Idem la 20 bar

Idem la 70 bar

Umplutura de galiu

Aliaj de mercur cu taliu

Umplutura de toluen

Umplutura de pentan tehnic

Termometre cu lichid

pana la + 100

pana la + 350

Umplutura de gaz lampant

Umplutura de mercur

Termometre cu

presiune de lichid

- 70 ... + 30 Bioxid de carbon

+ 50 ... + 180 Eter Termometre cu

- 30 ... + 400 Hidrocarburi presiune de vapori

+ 350 ... + 650 Mercur

+ 20 ... + 600 Invar cu continut de 36% Ni Termometre cu

dilatarea metalelor

pana la + 150 Fier

- 60 ... + 150 Nichel

- 50 ... + 150 Cupru Termorezistente

pana la + 400 Wolfram

- 220 ... + 500 Platina

pana la + 100 Bismut-platina Termoelemente

6

pana la + 600 Cupru-constantan

Tabelul 1.1 Continuare

0 1 2

pana la + 600 Argint-constantan

pana la + 700 Fier-constantan

pana la + 900 Manganina-constantan Termoelemente

pana la + 1000 Nichelcrom-constantan

pana la + 1300 Nichel-nichelcrom

pana la + 1600 Platina-platinarodiu

+ 700 ... + 1400 (Cu diafragma) Pirometre de

+ 700 ... + 2000 radiatie totala

+ 600 ... + 1600 Pirometre de radia-

+ 600 ... + 3000 ( Cu filtru fumuriu) tie monocromatica

+ 600 ... + 2000 Con Seger

In sistemul international de unitati de masura, pentru masurarea temperaturii corpurilor, se utilizeaza scara de temperatura termodinamica stabilita pe baza a sase temperaturi fixe reproductibile definite de starile de echilibru ale unor materiale la presiunea normala de 101325 Pa. In cadrul acestei scari, unitatea de temperatura termodinamica este Kelvinul (K) definit ca fractiunea 1/273,16 din temperatura termodinamica a punctului triplu al apei.

In afara de temperatura termodinamica (T), exprimata in Kelvin (K), in sistemul international de unitati de masura se foloseste si temperatura exprimata in scara Celsius (t), (ca unitate de masura tolerata), intre ele existand relatia:

t = T - 273,15 [ oC] . (1.1)

1.2. Descrierea aparatelor

7

Din multitudinea de aparate si metode folosite pentru masurarea temperaturii, in lucrare se utilizeaza: termometrele de sticla cu lichid, termometrele electrice cu rezistenta, pirometrele termoelectrice (termocupluri) si pirometrul cu radiatie cu disparitia partiala a filamentului.

Termometre de sticla cu lichid (figura 1.1.)

Masurarea temperaturii cu ajutorul termometrelor de sticla cu lichid se bazeaza pe variatia volumului unui lichid (mercur, toluen, alcool etilic, eter de petrol, pentan) inchis intr-un tub capilar de sticla.

Fig.1.1. Termometre de sticla cu mercur:

a- cu contacte fixe

b- cu contacte mobile.

Cele mai utilizate termometre sunt cele cu mercur (- 38oC ... + 700oC). Dezavantajul acestora consta in faptul ca au inertie termica mare nefiind adecvate masurarii temperaturii in regim variabil.

Din punct de vedere constructiv se deosebesc: termometre capsulate, la care tubul capilar si scala gradata sunt introduse impreuna intr-un tub de protectie, precum si termometre tija, a caror scala este gradata direct pe tubul capilar. In afara de acestea exista si alte constructii speciale ca de exemplu: termometre cu contacte fixe, cu contacte mobile etc. Termometrele cu lichid indica corect temperatura numai atunci cand intreaga masa a lichidului termometric se afla la temperatura care trebuie masurata, deci cand elementul sensibil este cufundat in intregime in mediul de masurat. Daca coloana de mercur este incomplet cufundata in mediul de masurat, se efectueaza corectia de temperatura ∆ t cu relatia:

∆ t = n⋅ α ⋅ ( t - t1 ) [ oC] , (1.2)

in care: n este numarul de diviziuni ale portiunii necufundate a coloanei de mercur, exprimat in grade din scala termometrului;

t - temperatura indicata de termometru, in oC ;

8

t1 - temperatura firului capilar necufundat in mediul de masurat (de obicei egala cu cea a mediului ambiant), in oC ;

α - coeficientul de dilatare aparenta a lichidului termometric ( pentru mercur α = 0,000166 grd-1), in grd -1.

Corectia de temperatura se adauga temperaturii indicate de termometru.

Termometre electrice cu rezistenta

Functionarea acestor termometre se bazeaza pe variatia rezistentei electrice a metalelor cu temperatura. In figura 1.2 se prezinta variatia rezistentei electrice cu temperatura pentru cateva materiale mai des utilizate.

Fig.1.2. Variatia rezistentei

electrice a metalelor in

functie de temperatura.

Aceste termometre se folosesc pe scara larga in industrie avand un domeniu larg de temperaturi, - 120oC ...+ 850oC.

Materialele din care se confectioneaza termorezistentele trebuie sa satisfaca urmatoarele conditii: sa nu-si schimbe proprietatile fizice si chimice, coeficientul de variatie a rezistentei electrice cu temperatura sa fie mare, variatia rezistentei electrice cu temperatura sa fie cat mai liniara iar proprietatile materialului sa poata fi usor reproduse. Materialele care satisfac aceste cerinte sunt platina (- 183oC ... + 700oC), cuprul, nichelul, fierul

(- 50oC ... + 150oC) si unele aliaje.

Rezistenta electrica a conductoarelor utilizate variaza cu temperatura dupa relatia:

Rt = Ro ( 1 + a⋅ t + b⋅ t2 + c⋅ t3 + ...) , (1.3)

unde:

9

Rt este rezistenta electrica la temperatura t,

Ro - rezistenta electrica la temperatura de etalonare (in general 0oC),

a, b, c, ... - constante.

La majoritatea materialelor, pentru masurarea temperaturii se iau in considerare numai primele doua constante din paranteza relatiei precedente.

In practica, relatia de mai sus este utilizata sub forma ecuatiei lui

Callender:

, (1.4)

in care: Ro, R100, Rt sunt rezistentele electrice ale materialului la 0oC; 100oC

si la temperatura t, δ - coeficient.

In figura 1.3 se prezinta schema de infasurare a unui termometru cu rezistenta din platina (a) precum si aspectul exterior al termometrului (b).

Fig.1.3. Schema de infasurare si aspectul

exterior al unui termometru cu

rezistenta din platina.

Masurarea rezistentei electrice a elementului sensibil al termometrului se poate face cu ajutorul urmatoarelor instrumente electrice:

- punti echilibrate (fig.1.4) in care rezistentele R1, R2, R3 sunt constante, iar la valoarea curentului prin galvanometru IG=0;

- punti neechilibrate (fig.1.5), la care curentul prin galvanometru

10

IG =f (Rt);

-logometre (fig.1.6), la care unghiul de deviere al cadrului mobil

ϕ tϕ (Rt);

-milivoltmetre digitale (electronice).

Fig.1.4. Schema de principiu

a puntii echilibrate.

Fig. 1.5. Schema de principiu

a puntii neechilibrate.

Fig.1.6. Schema de principiu

a unui logometru..

Pirometre termoelectrice

Termocuplul reprezinta un mijloc de masurare a temperaturii cu o larga raspandire datorita avantajelor pe care le ofera fata de alte mijloace de masurare a temperaturii si anume: are o

11

constructie simpla, pret de cost redus, interval mare de masura (-200oC ... + 3000oC), poate fi conectat la diferite indicatoare, inregistratoare, semnalizare si comanda.

Termocuplul impreuna cu aparatul electric de masurat, poarta denumirea de pirometru termoelectric. Masurarea temperaturii cu ajutorul termocuplurilor se bazeaza pe legile fenomenelor termoelectrice. Tensiunea termoelectromotoare (t.t.e.m.), care apare in circuitul celor doi conductori omogeni care compun termocuplul, este rezultatul actiunii concomitente a efectului Thomson si a efectului Seebeck.

Efectul Thomson reprezinta aparitia unei t.t.e.m. Ea intr-un conductor "a" (fig.1.7) a carui capete se afla la temperaturi diferite:

, (1.5)

unde: σ a este coeficientul Thomson pentru conductorul respectiv.

Efectul Seebeck consta in aparitia unei t.t.e.m. ε ab(T1), ε ab(T2), la locul de contact al celor doi conductori "a" si "b".

T.t.e.m. totala care este functie numai de valorile temperaturilor T1 si

T2, se poate prezenta prin relatia:

Eab(T1,T2) tε ab(T2) - ε ab(T1) + (1.6)

unde: eab(T1), eab(T2) sunt t.t.e.m.care apar la cele doua capete ale termocuplului ca rezultat comun al celor doua efecte.

Aplicatiile practice se bazeaza pe trei legi de baza empirice si anume:

- legea metalelor omogene.Intr-un circuit termoelectric format dintr-un singur metal omogen, nu poate aparea un curent termoelectric prin incalzirea acestuia;

- legea metalelor intermediare. Suma algebrica a t.t.e.m. intr-un circuit compus dintr-un numar oarecare de materiale diferite este zero, daca intreg circuitul se afla la aceeasi temperatura;

- legea temperaturilor succesive sau intermediare. Daca doua metale omogene, de natura diferita, produc o t.t.e.m. E1, cand jonctiunile sunt la temperaturile T1 si T2 si o t.t.e.m. E2 cand jonctiunile sunt la temperaturile T2 si T3, t.t.e.m. generata cand jonctiunile sunt la temperaturile T1 si T3 va fi

E1 + E2.

12

Din aceste legi rezulta ca daca intre jonctiunile 1 si 2’ (fig.1.8) se introduce un conductor de prelungire, circuitul se comporta ca si cum nici nu ar exista cel de al treilea material.

Fig.1.7. Schema de principiu a unui termocuplu Fig.1.8. Circuit termoelectric elementar

. .

Daca una din temperaturi, de exemplu T2, se mentine constanta, t.t.e.m.rezultata depinde numai de temperatura T1, adica:

Eab(T1, T2) =f (T1) . (1.7)

Circuitele termoelectrice utilizate pentru masurarea temperaturii (fig.1.8), se compun din termocuplul format din doua materiale de natura diferita a si b sudate la jonctiunea 1 (sudura calda), cablurile de prelungire CP confectionate din acelasi material ca si conductorii termocuplului, care au rolul de a deplasa jonctiunea de referinta 2 (cu fluctuatii mari de temperatura) in zona 2’, unde temperatura poate fi mentinuta constanta, si aparatul pentru masurarea t.t.e.m. 3 (care de obicei este un milivoltmetru) conectat la jonctiunea de referinta prin conductori de cupru.

Etalonarea milivoltmetrelor pentru termocupluri se face in general la temperatura de 0oC sau 20oC a sudurii reci. Daca, in conditiile de masurare temperatura sudurii reci variaza in raport cu temperatura de etalonare se efectueaza corectia acesteia dupa relatia:

treal =tind + k⋅ (t1 - to) (oC) , (1.8)

unde:

treal este temperatura reala, in oC;

tind - temperatura indicata de aparat, in oC;

to - temperatura sudurii reci la etalonare (to t=0oC,in cadrul

lucrarii), in oC;

t1 - temperatura sudurii reci in timpul masurarii, in oC;

13

k - coeficient care depinde de tipul termocuplului si de intervalul

de temperatura.

In tabelul 1.2 se dau valorile coeficientului k pentru cele mai uzuale termocupluri.

Tabelul 1.2. Valorile coeficientului k

T E R M O C U P L U L

Cromel-copel

Fier-

copel

Fier-

Constan-tan

Cupru-

Copel

Cupru-

Constan-tan

Cromel-

Alumel

Nichel-

Crom-

nichel

Platina

Rodiu-platina

0,067 0,056 0,053 0,046 0,040 0,040 0,040 0,006

Compensarea influentei variatiei temperaturii sudurii reci se poate face automat prin folosirea unor dispozitive numite punti compensatoare (fig.1.9) alimentate la curent continuu, constant si alcatuite din doua rezistente (R1, R2) independente de temperatura (din manganina sau constantan) si doua rezistente (Rt1, Rt2) dependente de temperatura(Cu, Ni). Puntea este alimentata in curent continuu de la sursa S prin rezistenta aditionala Ra necesara reglarii curentului in punte. Cand are loc modificarea temperaturii jonctiunii de referinta fata de temperatura de etalonare, se dezechilibreaza puntea iar diferenta de potential, proportionala cu variatia temperaturii care apare in diagonala CD, compenseaza t.t.e.m. dezvoltata de termocuplu.

In tabelul 1.3 sunt prezentate termocuplurile cele mai uzuale si caracteristicile lor, iar in fig.1.10, ansamblul unui termocuplu pentru masurarea temperaturii in spatii inchise.

Fig.1.9. Compensarea automata

a variatiei de temperatura.

14

Fig.1.10. Termocuplu:

1-termoelectrozi; 2- teaca

de protectie; 3- cutia de co-

nexiuni; 4- placa de borne.

Tabelul 1.3. Termocupluri si caracteristicile lor

Limita de utilizare (oC) T.t.e.m.

Termocuplul Sim- Polaritatea Minima Maxima maxima

bol continuu intermitent (mV)

0 1 2 3 4 5 6

Fier-Constantan

J Fe +

Const -

-200 600 760 42,922

Cupru-Constantan

T Cu +

Const -

-270 400 400 20,869

Cromel-Constantan

E Cromel+ Const -

-270 600 1000 76,358

Cromel-Alu-

Mel(NiCr-Ni)

K Cromel+

Alumel -

-270 1000 1370 54,807

Cupru-Copel - Cu +

Copel -

-200 100 100 4,721

Cromel-Copel

- Cromel+

Copel -

0 600 800 66,470

15

PtRh(lo%)

-Pt

S PtRh(l0)+

Pt -

0 1400 1760 18,612

PtRh(13%)-

Pt

R PtRh(13)+

Pt -

0 1400 1760 21,006

PtRh(30%)-

PtRh(6%)

(PtRh-18)

B PtRh(30)+

PtRh(6) -

0 1700 1820 13,814

PtRh(20%)-

PtRh(5%)

- PtRh(20)+

PtRh(5) -

0 1700 1790 12,509

IrRh(40%)-Ir - IrRh(40) +

Ir -

0 2000 2150 11,612

IrRh(5o%) –Ir

- IrRh(50) +

Ir -

0 2000 2140 12,224

IrRh(60%) -

Ir

- IrRh(60) +

Ir -

0 2000 2100 11,654

Tabelul 1.3. Continuare

0 1 2 3 4 5 6

WRo(5%) -

WRo(25%)

- WRo(5) +

WRo(25) -

0 2300 2500 33,636

WRo(3%) - - WRo(3) + 0 2300 2400 40,678

16

WRo(25%) WRo(25) -

Cromel -

FeAu(0,07)

- Cromel +

FeAu(0,07) -

-273 - 0 52,629

Termometru Digital

Tensiunea termoelectromotare care apare in circuit poate fi masurata si cu un termometru digital. Senzorul de temperatura este un termocuplu.

Acest aparat permite citirea temperaturii direct 0C, 0F sau K.

Domeniul de masurare pentru termocuplul digital este 200-18000C (depinde de tipul termocuplului) iar domeniul de tensiuni de la –10-75 mV.

Fig.1.11.Termometru Digital

Pirometre cu radiatie

Legile care stabilesc legatura dintre energia radiata si temperatura sunt legile radiatiei emise de Stefan-Boltzmann si Plank. Aceste legi arata ca un corp radiaza energie termica la orice temperatura si ca o crestere a temperaturii provoaca o crestere a energiei radiate.

17

Dupa principiul lor de functionare pirometrele cu radiatie se impart in : pirometre cu radiatie totala avand la baza legea Stefan-Boltzmann, pirometre optice cu disparitia filamentului (cu radiatie partiala) bazate pe legea lui Plank si pirometre fotoelectrice.

Pirometrele optice monocromatice cu disparitia filamentului sunt larg raspandite in practica industriala deoarece sunt simple, suficient de robuste si usor de manevrat. Schema de principiu a unui pirometru optic cu disparitia filamentului este prezentata in figura 1.12. El se compune dintr-o parte optica si una electrica. Partea optica se compune din: obiectivul 1, ocularul 2, filtrul 3, sticla absorbanta 4 si diafragma 5. Partea electrica este formata din lampa pirometrica 6, reostatul 7, aparatul de masura 8, becul 9 pentru iluminarea scalei aparatului de masura, scala 10, releul 11, bateriile uscate (de 1,5V) 12, butonul 13 pentru inchiderea circuitului electric al aparatului de masura si butonul 14 pentru alimentarea becului. Masurarea temperaturii se face prin compararea intensitatii radiatiei emise de corpul cercetat cu intensitatea radiatiei filamentului lampii pirometrice a carei incandescenta se regleaza cu ajutorul reostatului. Citirea temperaturii se efectueaza pe scala superioara a aparatului pana la temperatura de 1400oC. Peste aceasta valoare este necesar a se introduce intre obiectiv si lampa pirometrica sticla absorbanta 4 pentru evitarea volatilizarii filamentului. In felul acesta se pot masura temperaturi pana la 2000oC. Temperatura unui corp care nu este negru, masurata cu pirometrul optic monocromatic, este totdeauna mai mica decat temperatura reala a corpului. Corectiile de temperatura ce se impun in asemenea cazuri se efectueaza cu relatia:

treal =tind + ∆ t [ oC] , (1.9)

unde: ∆ t este corectia de temperatura determinata din nomograma din figura 1.13, in care ε reprezinta coeficientul de absorbtie al corpului a carui temperatura se masoara si care se obtine din tabelul 1.4.

18

Fig.1.12. Schema unui

pirometru cu

radiatie partiala.

1.3. Mersul lucrarii

Masurarea temperaturii cu ajutorul termometrelor de sticla cu lichid se efectueaza asupra mediului ambiant. Pentru masurarea temperaturii cu ajutorul termometrelor cu rezistenta, a pirometrelor termoelectrice si a pirometrelor cu radiatie cu disparitia partiala a filamentului, se foloseste instalatia din figura 1.14, a carei schema electrica este prezentata in figura 11.2. (Lucrarea 11). Dupa cuplarea instalatiei la reteaua de energie electrica cu ajutorul intrerupatoarelor 15 si 7, se efectueaza masurarea temperaturii cu ajutorul termorezistentelor din Pt si Cu, pirometrului termoelectric din Pt-RhPt si a pirometrului cu radiatie partiala.

19

Fig.1.13. Nomograma pentru corectia temperaturii la pirometrul cu radiatie partiala.

1.4. Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Valorile citite se vor trece in tabelul 1.5, dupa ce in prealabil s-au indicat caracteristicile si clasa de precizie a aparatelor. Se va efectua de asemenea corectarea temperaturilor cu ajutorul relatiilor (1.8) si (1.9).

Tabelul 1.4. Coeficientii de absorbtie ε ai unor materiale la diferite

temperaturi pentru λ =0,650 µ

Materialul Temperatura [ oC] ε

0 1 2

20

Fier solid 1050 0,30

Fier lichid 1530 0,36

Cupru solid - 0,11

Cupru lichid 1100 0,15

Nichel - 0,37

Wolfram 1000 0,45

Wolfram 2000 0,43

Wolfram 3400 0,40

Carbon grafit 1000 0,90



Otel topit - 0,40

Oxid de cupru 1000 0,80

Oxid de cupru 1100 0,60

Oxid de fier 800 0,98

Oxid de fier 1200 0,96

Oxid de nichel 800 0,96

Oxid de nichel 1300 0,85

Al2O3 900 0,20

Al2O3 1700 0,40

MgO 900 0,20

MgO 1700 0,45

Portelan - 0,25 - 0,50

21

Samota - 0,70 - 0,80

Valorile citite se vor trece in tabelul 1.5, dupa ce in prealabil s-au indicat caracteristicile si clasa de precizie a aparatelor. Se va efectua de asemenea corectarea temperaturilor cu ajutorul relatiilor (1.8) si (1.9).

Fig.1.14. Instalatia utilizata pentru masurarea temperaturii: 1- cuptor electric; 2- bare de silita; 3- termorezistente din Pt; 4- termocuplu Pt-RhPt; 5- termorezistenta din Cu; 6- logometru; 7- intrerupator alimentare curent continuu; 8- panou; 9- tablou de comanda; 10- reostat; 11- intrerupator alimentare retea; 12- logometru; 13- voltmetru; 14- milivoltmetru; 15- intrerupator alimentare bare de silita; 16- ampermetru.

Tabelul 1.5. Rezultatele masuratorilor

Caracteristici Clasa

de pre-

cizie

Temperatura Modul

cum s-a facut

corectia

Aparatul Ele-

mentul

Limita de masurare

citita corectata

sensibil min. max. ° C K ° C K

Termometru de sticla cu lichid

Hg

Termometre 1 Pt

22

cu 2 Pt

rezistenta 3 Pt

4 Cu

Pirometru termoelectric

Pt-RhPt

Pirometru cu radiatie partiala

23

2. MASURAREA PRESIUNILOR


Presiunea este un parametru de stare dintre cei mai importanti care caracterizeaza starea unui fluid. Ea se defineste ca fiind raportul dintre forta cu care un fluid actioneaza asupra unei suprafete si aria acesteia. intr-un punct al fluidului considerat ca mediu continuu, presiunea este independenta de orientarea suprafetei pe care se exercita, avind aceeasi valoare in toate directiile. Suprafetele orizontale sunt plane de presiune statica egala. in cazul fluidelor inchise intr-un recipient, presiunea este independenta de forma geometrica a acestuia.

In interiorul fluidelor fiecare strat serveste drept suport pentru toate straturile de deasupra lui. In cazul lichidelor presiunea determinata de aceste straturi poarta denumirea de presiune hidrostatica. Gazele fiind compresibile, actiunea dintre straturile care le compun face ca densitatea sa fie cu atit mai mare cu cit stratul este plasat mai jos. Prin urmare si presiunea statica a gazului va creste in acelasi sens. in practica, intrucit densitatea gazelor este foarte mica in comparatie cu cea a lichidelor, se poate considera ca presiunea gazelor dintr-un recipient este aceeasi in orice punct al acestuia

In natura si in instalatiile tehnice pot exista diferite tipuri de presiuni:

a) presiunea atmosferica pb. Presiunea exercitata de invelisul gazos care inconjoara globul terestru poarta denumirea de presiune atmosferica sau presiune barometrica. Aceasta variaza cu: altitudinea (datorita greutatii aerului), cu starea vremii (data de deplasarea maselor de aer atmosferic) si cu pozitia geografica de pe globul terestru. Variatia densitatii aerului functie de presiune a condus la necesitatea de a stabili o presiune de referinta numita presiune normala, aceasta fiind presiunea corespunzatoare nivelului marii la latitudinea de 45o si temperatura de 0oC si care are valoarea pN = 760 mmHg = 101325 Pa;

b) presiunea absoluta pa. Presiunea absoluta reprezinta presiunea unui fluid considerata fata de zero absolut de presiune. Este presiunea care se utilizeaza in toate relatiile termotehnice;

c) suprapresiunea ps. Cind in instalatiile tehnice presiunea absoluta este mai mare decit presiunea atmosferica, diferenta dintre acestea poarta denumirea de suprapresiune sau presiune manometrica;

d) depresiune pV. Cind in instalatiile tehnice presiunea absoluta este mai mica decit presiunea atmosferica, diferenta dintre acestea poarta numele de depresiune, subpresiune, vacuum sau presiune vacuummetrica. Vidul, exprimat in procente din presiunea atmosferica, este:

24

[ % ] . (2.1)

Suprapresiunea si depresiunea, fiind exprimate in raport cu presiunea atmosferica, se mai numesc si presiuni relative.

Presiunile precizate anterior pot fi reprezentate schematic in figura 2.1, relatiile de legatura dintre acestea fiind urmatoarele:

Fig.2.1. Schema domeniilor

de masurare a presiunilor.

1. in cazul suprapresiunilor:

pa = pb + ps , (2.2)

2. in cazul depresiunilor:

pa = pb – pv , (2.3)

e) presiunea statica pst .Presiunea statica reprezinta presiunea care se exercita pe suprafata plana de separare dintre doua mase de fluid aflate in miscare;

f) presiunea totala ptot . Daca intr-un curent de fluid se introduce un obstacol viteza fluidului devine zero iar intreaga energie cinetica specifica a fluidului se manifesta sub forma de presiune. Presiunea din acest punct de oprire (de stagnare) poarta denumirea de presiune totala;

g) presiunea dinamica pdin . Presiunea dinamica se defineste ca diferenta dintre presiunea totala si cea statica dintr-o sectiune transversala printr-un curent de fluid,

pdin = ptot - pst , (2.4)

fiind functie de viteza w si densitatea ρ a fluidului prin relatia:

pdin = (2.5)

25

2.2. Descrierea aparatelor de masurat presiunea

Clasificarea aparatelor de masurat presiunea este data in tabelul 2.1.

Tabelul 2.1 Clasificarea aparatelor de masurat presiunea

Criteriul de

clasificare

Tipul aparatului

Dupa principiul

de functionare

cu lichid - cu tub in forma de U

- cu tub si rezervor: • cu tub vertical

• cu tub inclinat

- micromanometre cu compensare (Askania)

- cu doua lichide manometrice

- diferentiale

cu element

elastic

- cu tub Bourdon

- cu membrana

- cu capsula

- cu burduf

cu piston

si greutati

- simplu

- cu piston diferential

- cu piston echilibrat

Electrice - cu traductoare electrice (rezistive, inductive,

tensometrice, piezoelectrice, capacitive)

- cu traductoare pneumatice

- cu traductoare de presiune utilizate in sistemele

de reglare automate

Tabelul 2.1. Continuare,

26

Criteriul de

clasificare

Tipul aparatului

Combinate

- cu plutitor

- cu tor oscilant

- indicatoare de vid

- cu clopot

- diferentiale

Dupa su-bordonarea

metrologica

- etaloane

- de lucru

In raport cu

presiunea

atmosferica

- manometre si micromanometre care masoara suprapresiuni

- vacuummetre si microvacuummetre care masoara depresiuni

- manovacuummetre si micromanovacuummetre care

masoara atit suprapresiuni cit si depresiuni

Dupa afisarea

rezultatului

masurat

- indicatoare • cu indicare continua

• cu indicare discontinua

- inregistratoare

- indicatoare- inregistratoare

Dupa

domeniul

de presiune

- de presiune relativa (manometre, vacuummetre,

manovacuummetre)

- de presiune absoluta joasa (de compresie, termoelectrice, cu

ionizare, radioactive)

Dupa locul

de masurare

- cu indicare locala

- cu transmitere la distanta a indicatiei

27

Dupa tipul

protectiei

- care lucreaza in conditii normale (obisnuite)

- cu protectii speciale (impotriva fluidelor corosive, presiuni-

lor pulsatorii, socurilor de presiune, temperaturilor mari, etc.)

a. Aparate cu lichid

Avind o constructie simpla, aparatele cu lichid se utilizeaza pe scara larga pentru masurarea presiunilor. Principiul de functionare se bazeaza pe legea fundamentala a hidrostaticii, comparindu-se presiunea de masurat cu presiunea hidrostatica a unei coloane de lichid (mercur, apa, alcool etilic etc.). Se utilizeaza pentru masurarea suprapresiunilor (manometre), depresiunilor (vacuummetre), suprapresiunilor si depresiunilor (manovacuummetre) si diferentelor de presiune (manometre diferentiale).

1) Aparate cu tub U. Constructiv, sunt cele mai simple aparate fiind compuse dintr-un suport rigid 1 pe care sunt fixate cele doua brate ale tubului din sticla 2 si scara gradata 3 (fig.2.2).

Fig.2.2. Manometru cu tub U.

In cazul majoritatii aparatelor, intreg ansamblul este protejat de o cutie metalica 4 prevazuta cu sticla de protectie. La partea superioara se pot prevedea doua robinete de izolare 5 si un robinet pentru egalizarea presiunilor 6. Daca nivelul lichidului in ambele ramuri ale tubului este acelasi, presiunea din rezervor va fi egala cu presiunea atmosferica (fig.2.3.,a). Considerind echilibrul coloanei de lichid manometric la nivelul A-A’ (fig.2.3,b), presiunile din cele doua ramuri, exprimate in unitati de lungime ale coloanei de lichid, vor fi egale rezultind:

pa = pb + h , (2.6)

unde h este presiunea hidrostatica data de greutatea coloanei de lichid dintre cele doua nivele, exprimata in unitati de lungime ale coloanei de lichid. Comparind relatia (2.6) cu relatia (2.2) rezulta h = ps, aparatul masurind in acest caz o suprapresiune.

28

Asemanator, montajele din figurile 2.3, c, d, servesc pentru masurarea depresiunilor pv respectiv a diferentelor de presiune dintre doua rezervoare ∆ p.

2) Aparate cu rezervor si tub vertical. Acestea inlatura inconvenientul care apare la aparatele cu tub U datorita necesitatii a doua

Fig.2.3. Moduri de

utilizare a

tubului U.

citiri, dificultati care cresc mai ales cind presiunea variaza. Principial, aceste aparate sunt construite la fel ca cele de tip U, unul dintre tuburi fiind insa inlocuit cu un rezervor de sectiune mult mai mare decit sectiunea celuilalt tub (fig.2.4).

Fig.2.4. Manometru cu

rezervor si tub vertical.

Valoarea presiunii este data de relatia :

p = pa - pb = ρ ⋅ g ⋅ h = ρ ⋅ g ⋅ h1 ⋅ , (2.7)

unde:

29

h1 este nivelul lichidului manometric fata de reperul zero al scarii

gradate;

h - diferenta dintre nivelul lichidului din tub si cel din rezervor.

in practica se alege D > > d astfel incit influenta raportului d2/ D2 sa poata fi neglijata.

3) Aparate cu rezervor si tub inclinat. Aceste aparate, numite si micromanometre, se utilizeaza pentru masurarea presiunilor sau a depresiunilor reduse de ordinul milimetrilor coloana de apa.

Spre deosebire de aparatele cu rezervor si tub vertical, la aceste aparate tubul este inclinat fata de orizontala cu un unghi α putindu-se obtine deplasari mari ale lichidului manometric in tub la presiuni reduse.

Relatia (2.7) este valabila si in cazul acestor aparate. Din figura 2.5 rezulta:

h1 = l ⋅ sin α , (2.8)

unde l este lungimea coloanei de lichid din tub fata de reperul zero.

Fig.2.5. Micromanometru

cu tub inclinat. Principiu

de functionare.

Neglijind influenta raportului d2 / D2 rezulta:

p = ρ ⋅ g ⋅ h1 = ρ ⋅ g ⋅ l ⋅ sin α = k ⋅ g ⋅ l [ N/m2] , (2.9)

sau:

p = k ⋅ l [ mm H2O] , (2.10)

unde k = ρ ⋅ sin α este o constanta pentru o anumita valoare a unghiului α , ea fiind inscrisa pe sectorul circular 1 al aparatului (fig.2.6) .

Aparatul se compune dintr-un postament 2 pe care este montat rezervorul 3 care se afla in comunicatie cu tubul din sticla 4. Tubul se poate roti in plan vertical prin intermediul bucsei 5, pozitia acestuia fiind fixata pe sectorul circular 1 cu ajutorul unei armaturi si a unei tije 6. Cu ajutorul suruburilor 7 si 8 si a nivelelor 9 si 10 se realizeaza reglarea la zero a aparatului.

30

Fig.2.6.Micromanovacuum-

metru cu rezervor si

tub inclinat.

b) Aparate cu element elastic

Aparatele cu element elastic de masurare au o raspindire larga in cele mai diverse ramuri ale tehnicii avind un domeniu foarte intins de masurare, de la presiuni de ordinul milimetrilor coloana de apa pina la mai mult de 10.000 bar. Sunt in acelasi timp robuste, constructia elementului de masurare precum si manipularea fiind simpla, iar precizia satisfacatoare. Elementul elastic poate fi de tip tub Bourdon (simplu, dublu curbat, elicoidal, spiralat etc.), membrana, capsula sau burduf.

Principiul de functionare al acestor aparate se bazeaza pe deformarea elastica sub actiunea suprapresiunii asupra suprafetei active a unui element de masurare. Majoritatea acestor aparate au elementul elastic de tip tub Bourdon (fig.2.7). Suprapresiunea determina deplasarea capatului liber al

tubului 1 transmitind miscarea prin intermediul unei tije 2 si a unui sistem


tub simplu curbat.

31

dintat 3 la un ac indicator 4 care se deplaseaza in fata unei scari gradate 5.

Manometrele cu membrana (fig.2.8) au elementul sensibil constituit dintr-o membrana de otel 1 cu ondulatii circulare concentrice. Sub actiunea suprapresiunii, membrana se curbeaza in sus iar sub actiunea depresiunii aceasta se curbeaza in jos.

Printr-o tija 2 legata de centrul membranei 3 si a unui angrenaj 4, miscarea se transmite unui ac indicator 5.


membrana.

Capsula (fig.2.9), ca element de masurare, poate fi cu actiune unilaterala sau bilaterala, fiind formata din doua membrane lipite intre ele, care permit deformarea datorita actiunii presiunii.

Fig.2.9. Modul de lucru a unei

capsule manometrice.

Burduful elastic (fig.2.10) se mai numeste si tub ondulat. Este format

32

dintr-un tub cilindric cu ondulatii uniforme. Supus la actiunea presiunilor din interiorul si exteriorul lui, inaltimea acestuia va creste sau va scadea, determinind deplasarea acului indicator.

Fig.2.10. Modul de lucru

a unui element elastic tip

burduf pentru manometre.

c) Aparate cu piston si greutati

Aparatele cu piston si greutati se utilizeaza in special ca aparate etalon datorita performantelor deosebite ale acestora. Principiul de functionare se bazeaza pe legea lui Pascal, presiunea lichidului manometric din interiorul cilindrului 1 (fig.2.11) fiind echilibrata de presiunea data de

Fig.2.11. Manometru cu piston.

piesele calibrate 2, care se aseaza pe talerul 3 al pistonului 4. La echilibru, valoarea presiunii este data de relatia:

, (2.11)

unde G este suma fortelor corespunzatoare greutatilor pistonului cu taler si a

pieselor calibrate asezate pe acesta, in N;

Aa – aria activa a pistonului, in m2;

r1, r2 – raza pistonului respectiv a cilindrului, in m.

33

d) Aparate cu traductoare electrice si pneumatice,

Partile principale ale unor astfel de aparate sunt: 1- elementul sensibil, asupra caruia actioneaza presiunea de masurat, el putind fi: element elastic, tub U, rezervor si tub, tor oscilant, vase cu plutitor, clopot etc. ; 2- traductorul, care preia de la elementul sensibil marimea rezultata prin aplicarea presiunii de masurat si o converteste intr-o marime electrica sau pneumatica; 3- aparatul de masurat, care masoara valoarea marimii electrice, indicatia fiind data in unitati de presiune.

Aceste aparate sunt utilizate indeosebi pentru transmiterea la distanta a indicatiilor. Traductoarele utilizate pentru masurarea presiunii pot fi: rezistive, inductive, tensometrice, piezoelectrice, capacitive, pneumatice, cu radiatii etc.


Lucrarea consta din masurarea diferitelor tipuri de presiuni intilnite in tehnica, prin utilizarea aparatelor de masura montate pe standurile din laborator:

a) masurarea presiunilor aerului debitat de un compresor, a aburului dintr-o retea, prin intermediul manometrelor cu element elastic de tip Bourdon;

b) masurarea diferentei de presiune data de o diafragma montata pe o conducta de aer, cu ajutorul manometrului cu lichid tip U;

c) masurarea presiunii vacuummetrice dintr-un recipient, presiune realizata de catre o pompa de vid, utilizind manometrul cu lichid de tip U;

d) masurarea presiunii atmosferice cu ajutorul barometrului cu mercur si a barometrului aneroid;

a. masurarea presiunii dinamice la trecerea aerului printr-un canal,

prin intermediul micromanometrului cu tub inclinat, precum si a presiunii statice, cu ajutorul manometrului cu lichid tip U.

2.4. Prelucrarea rezultatelor

Valorile presiunilor masurate cu aparatele indicate mai sus se centralizeaza in tabelul 2.2, in unitatile de masura in care au fost etalonate aparatele de masura, precum si valorile transformate in sistemul international de unitati de masura. Se calculeaza de asemenea, presiunea absoluta in cazurile a, c precum si a presiunii totale in cazul e, de la punctul 2.3.

34

Tabelul 2.2. Valori masurate si calculate

Nr.

crt.

Tipul presiunii Simbol Unitatea de masura

Valori

aparat S.I. 1 2 3

1. Suprapresiune pa -

- N/m2

2. Depresiune Pv -

- N/m2

3. Presiune atmosferica

(barometrica, locala)

pb -

- N/m2

4. Diferenta de presiune ∆ p -

- N/m2

5. Presiune

absoluta

Cazul 1 pa - N/m2

6. Cazul 2 pa - N/m2

7. Presiune dinamica pdin -

- N/m2

8. Presiune statica pst -

- N/m2

9. Presiune totala ptot -

- N/m2

35

3 DETERMINAREA DEBITELOR PRIN

METODA STRANGULARII

3.1. Calculul debitului

Intr-o conducta cu aria sectiunii A1, parcursa de un fluid incompresibil cu densitatea ρ si viteza medie wm, debitul masic se calculeaza cu relatia:

Dm = ρ .A1. wm [ kg/s] (3.1)

Masa fluidelor fiind aceeasi in doua sectiuni diferite ale conductei (in regim stationar), rezulta:

ρ .w1.A1 = ρ .w2 .A2. (3.2)

Ecuatia lui Bernoulli in doua sectiuni ale conductei este:

(3.3)

de unde:

(3.4)

Tinand seama ca sectiunea A2 din dreptul contractiei maxime (fig.3.1,a), nu este egala cu sectiunea Ao din dreptul orificiului diafragmei, se poate scrie raportul subunitar numit coeficient de contractie a vanei de lichid:

(3.5)

in care s-a notat : m = Ao/A1 si se numeste coeficient de strangulare.

Deci:

w1= µ .m.w2,

iar:

36

(3.6)

Fig.3.1. Procesul curgerii intr-o conducta cu dispozitive de strangulare: a).diafragma; b).ajutaj; c).tub Venturi.

si

(3.7)

Relatia (3.7) exprima valoarea vitezei in dreptul contractiei maxime. Din cauza viscozitatii fluidului si a frecarii lui de peretii conductei si de diafragma, apare o pierdere de viteza de care se tine seama prin coeficientul ξ . Deoarece µ si ξ nu sunt determinati in mod separat, se introduce in locul acestora coeficientul α , numit coeficient de debit, definit de expresia:

(3.8)

Debitul masic in dreptul contractiei maxime se calculeaza cu relatia:

37

[ kg/s] , (3.9)

iar, debitul volumic:

[ m3/s] . (3.10)

Pentru fluidele compresibile este necesar sa se tina seama de variatia densitatii si de procesul de detenta care are loc dupa dispozitivul de strangulare. Coeficientul ε , numit coeficient de expansiune tine seama de aceasta corectie. Factorul de corectie ε se obtine din nomograme in functie de exponentul adiabatic k al gazului, de tipul aparatului de strangulare si de raportul presiunilor ∆ p/p1, respectiv (p1-p2)/p1. Deoarece la masurarea debitelor raportul ∆ p/p1, variaza in anumite limite, se va lucra cu o valoare medie (∆ p/p1)med , apreciind initial limita de variatie a presiunilor.

In cazul fluidelor incalzite are loc si o crestere a sectiunii Ao a dispozitivului de masura. De aceasta variatie a sectiunii de trecere se tine seama prin coeficientul de corectie kt (vezi tabelul 3.1). Cu acestea vom avea:

[ kg/s] , (3.11)

respectiv: [ m3/s] . (3.12) {n relatiile (3.11), (3.12) Ao se introduce in m2, ρ in kg/m3 si p1 respectiv p2 in N/m2.

Tabelul 3.1 Coeficientul de corectie kt pentru diafragme

Tempera-

tura (oC)

Otel Alama si

bronz

Tempera-

tura (oC)

Otel Alama

si bronz

20 1,000 1,000 300 1,007 1,011

100 1,002 1,003 350 1,009 1,013

150 1,003 1,005 400 1,011 1,015

200 1,005 1,007 450 1,012 1,017

250 1,006 1,009 500 1,014 1,019

38

Valoarea lui ε pentru aer se obtine din diagrama din figura 3.2 in functie de valoarea lui β 2, unde β 2 = m = Ao/A1 = d2

o/d21.

Valoarea lui ε in functie de presiune, pentru abur supraincalzit este data in tabelul 3.2.

Fig.3.2. Coeficientul ε , pentru k = 1,4 (aer).

{n coeficientul de debit α se cuprind si influentele: vitezei fluxului de fluid dinaintea orificiului, cele ale neliniaritatii repartitiei vitezelor de la ax la perete in sectiunea de masurare, cele ale scaderii presiunii in unghiurile marginale inainte si dupa sectiunea de strangulare, ale rugozitatii si prin intermediul lui Re, ale viscozitatii. Astfel se considera:

α = f ( Re, m ) .

Tabelul 3.2 Variatia lui ε cu presiunea, pentru abur supraincalzit

p l ∆ pmax , [ mmH2O]

[ bar] 5.000 10.000 20.000 5000 10.000 20.000

39

β 2=0,2 β 2=0,5

2 0,959 0,954

4 0,980 0,959 0,977 0,954

6 0,987 0,973 0,946 0,985 0,970 0,938

8 0,990 0,980 0,959 0,989 0,977 0,954

10 0,992 0,984 0,968 0,991 0,982 0,964

20 0,996 0,992 0,984 0,995 0,991 0,982

40 0,998 0,996 0,992 0,998 0,995 0,991

80 0,999 0,998 0,996 0,999 0,998 0,995

Nota: In trecut s-a considerat ca pentru un anumit raport m = d2o/d2

1

= Ao/A1 si peste un anumit numar Re, α ramane constant. Cercetari de laborator riguroase au demonstrat ca α nu este constant . {n consecinta s-au intocmit tabele si pentru cazul Re > 106.

Pentru diafragma cu prize de presiune la fata coeficientul de debit se calculeaza cu relatia:

α = α o .rRe [ -] (3.13)

unde:

α o este coeficientul de debit pentru conducte netede, a carui valoare

se da in tabelul 3.3;

rRe - factor de corectie care tine seama de rugozitatea relativa a

conductei, de β si de Re din amonte de diafragma.

Valoarea lui rRe se calculeaza cu relatia:

(3.14)

cu urmatoarele exceptii:

40

- daca Re ≥ 106, se va lua rRe = ro,

- daca Re ≤ 104, se va lua rRe = 1 .

Valoarea lui ro se ia din tabelul 3.4, in care kr reprezinta rugozitatea medie a tevilor, dat in tabelul 3.5, iar d1 este diametrul conductei in mm.

3.2. Descrierea instalatiei si mersul lucrarii

Instalatia folosita pentru masurarea unui debit de aer refulat de un compresor (2) antrenat de catre motorul (1) este redata in figura 3.3.

Pentru atenuarea impulsurilor de presiune in vederea asigurarii unui

regim stationar de curgere prin conducta, s-a intercalat in circuit rezervorul

tampon (3).

Tabelul 3.3 Coeficientul de debit α o pentru diafragme cu prize de presiune la fata

β 4 Re β 4

5.103 104 2.104 3.104 5.104 105 106 107

0,0025 0,603 0,600 0,599 0,599 0,598 0,598 0,598 0,597 0,0025

0,003 0,604 0,600 0,600 0,600 0,599 0,599 0,599 0,598 0,003

0,004 0,605 0,601 0,601 0,601 0,600 0,600 0,600 0,599 0,004

0,005 0,606 0,602 0,602 0,602 0,601 0,601 0,600 0,599 0,005

0,01 0,611 0,606 0,605 0,604 0,603 0,603 0,602 0,602 0,01

0,02 0,619 0,613 0,611 0,608 0,607 0,607 0,606 0,606 0,02

0,03 0,627 0,620 0,616 0,613 0,612 0,612 0,611 0,610 0,03

0,04 0,634 0,626 0,621 0,618 0,617 0,616 0,615 0,614 0,04

0,05 0,632 0,626 0,623 0,622 0,620 0,619 0,618 0,05

0,06 0,637 0,631 0,627 0,626 0,624 0,622 0,621 0,06

0,07 0,643 0,636 0,632 0,630 0,628 0,626 0,625 0,07

41

0,08 0,648 0,641 0,636 0,634 0,632 0,630 0,629 0,08

0,09 0,653 0,646 0,641 0,638 0,636 0,634 0,633 0,09

0,10 0,658 0,650 0,645 0,642 0,640 0,637 0,636 0,10

0,11 0,663 0,655 0,650 0,647 0,644 0,641 0,640 0,11

0,12 0,668 0,659 0,654 0,651 0,647 0,645 0,644 0,12

0,13 0,674 0,664 0,659 0,655 0,651 0,649 0,648 0,13

0,14 0,679 0,668 0,663 0,659 0,655 0,652 0,651 0,14

0,15 0,684 0,673 0,668 0,663 0,659 0,656 0,655 0,15

0,16 0,689 0,677 0,672 0,667 0,663 0,660 0,659 0,16

0,17 0,695 0,682 0,677 0,671 0,667 0,664 0,663 0,17

0,18 0,700 0,687 0,681 0,675 0,671 0,667 0,666 0,18

0,19 0,705 0,692 0,685 0,679 0,675 0,671 0,670 0,19

0,20 0,710 0,696 0,689 0,683 0,679 0,675 0,674 0,20

0,21 0,716 0,701 0,694 0,688 0,683 0,679 0,678 0,21

0,22 0,721 0,705 0,698 0,692 0,687 0,683 0,682 0,22

0,23 0,726 0,710 0,703 0,696 0,691 0,687 0,685 0,23

0,24 0,731 0,714 0,707 0,700 0,695 0,691 0,689 0,24

0,25 0,737 0,719 0,712 0,705 0,699 0,695 0,693 0,25

0,26 0,742 0,723 0,716 0,709 0,703 0,699 0,697 0,26

42

0,27 0,748 0,728 0,721 0,714 0,708 0,703 0,701 0,27

Tabelul 3.3, continuare.

β 4 Re β 4

5.103 104 2.104 3.104 5.104 105 106 107

0,28 0,753 0,733 0,726 0,718 0,712 0,707 0,705 0,28

0,29 0,758 0,728 0,731 0,723 0,716 0,711 0,709 0,29

0,30 0,763 0,743 0,735 0,727 0,720 0,715 0,713 0,30

0,31 0,769 0,748 0,740 0,732 0,725 0,719 0,717 0,31

0,32 0,775 0,753 0,745 0,736 0,729 0,723 0,721 0,32

0,33 0,781 0,759 0,750 0,741 0,734 0,728 0,725 0,33

0,34 0,786 0,764 0,755 0,745 0,738 0,732 0,729 0,34

0,35 0,792 0,770 0,760 0,750 0,743 0,736 0,733 0,35

0,36 0,798 0,775 0,765 0,755 0,748 0,740 0,738 0,36

0,37 0,781 0,770 0,761 0,753 0,744 0,742 0,37

0,38 0,786 0,775 0,766 0,757 0,748 0,747 0,38

0,39 0,792 0,780 0,772 0,762 0,753 0,751 0,39

0,40 0,797 0,786 0,777 0,767 0,757 0,756 0,40

0,41 0,804 0,793 0,783 0,773 0,763 0,76 0,41

Tabelul 3.4 Valori ale lui ro pentru diafragme cu prize de presiune la fata

d1 / kr

43

β 2 β 2400 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200 3400

0,05 1,001 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 0,05

0,1 1,002 1,001 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 0,1

0,2 1,003 1,002 1,001 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 0,2

0,3 1,006 1,004 1,002 1,001 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 0,3

0,4 1,009 1,006 1,004 1,002 1,001 1,000 1,000 1,000 1,000 0,4

0,5 1,014 1,009 1,006 1,004 1,002 1,001 1,000 1,000 1,000 0,5

0,6 1,020 1,013 1,009 1,006 1,003 1,002 1,001 1,000 1,000 0,6

0,64 1,024 1,016 1,011 1,007 1,005 1,003 1,002 1,001 1,000 0,64

Reglarea debitului de aer se realizeaza prin robinetul (5). Termometrul (6) si manometrul cu lichid (7) servesc pentru masurarea temperaturii, respectiv a presiunii statice a aerului inainte de intrarea in diafragma (8).

Dupa pornirea compresorului si atingerea unui regim stationar de curgere a aerului prin conducta (presiune constanta in rezervorul 3) se trece la citirea indicatiile aparatelor. Se citesc: temperatura aerului, presiunea statica si caderea de presiune pe diafragma la manometrul (9).

Presiunea si temperatura mediului ambiant se masoara cu un barometru respectiv cu un termometru de laborator.

Fig.3.3. Instalatia experimentala


Problema importanta care se pune, in afara citirii corecte ale valorilor marimilor de baza care intervin in calculul si masurarea debitelor cu ajutorul dispozitivelor de strangulare, este

44

determinarea valorii coeficientului de debit α , a coeficientului de expansiune ε , precum si a densitatii aerului la conditiile de lucru.

Deoarece standul este dotat cu diafragma care are diametrul nominal sub 50 mm, se va lucra cu α si ε , determinat pentru fiecare masuratoare efectuata ( deci α si ε variabil, utilizandu-se relatiile de calcul (3.13), (3.14), tabelele si diagramele prezentate).

Coeficientul de strangulare al diafragmei este:

m = β 2 = d2o/d2

1 = (10 / 20)2 = 0,25.

Criteriul Re se calculeaza cu relatia:

, (3.15)

in care: d1 = 2.10-2 m; Dv - debitul volumic de aer in m3/s, in prima incercare pentru standul existent se ia Dv = 0,003 m3/s ; ν aer - viscozitatea cinematica a aerului care se da : ν 0oC

aer = 13,3.10-6 m2/s si ν 100oC

aer = 23,2.10-6 m2/s, pentru temperatura masurata se va face o interpolare liniara (s-a neglijat influenta presiunii asupra viscozitatii, in cazul de fata).

Tabelul 3.5 Valori medii, orientative ale rugozitatii kr dupa

STAS 7347/1-74

Materialul conductei Conditii de executie si exploatare kr

[ mm]

Conducte noi, trase la rece, fara sudura < 0,03

Conducte noi, trase la cald, fara sudura

Conducte noi, rulate, fara sudura

Conducte noi, sudate longitudinal

0,05...0,10

O T E L Conducte noi, sudate elicoidal

Conducte putin ruginite

0,10

0,10...0,20

Conducte pronuntat ruginite 0,20...0,30

Conducte cu depuneri mici 0,50...2,00

45

Conducte cu depuneri mari(strat gros) > 2

Conducte noi,acoperite cu bitum

Conducte utilizate, acoperite cu bitum

0,03...0,05

0,10...0,20

Conducte cu acoperiri electrochimice 0,13...0,15

Densitatea aerului ρ se calculeaza cu relatia:

[ kg/m3] , (3.16)

unde: pb este presiunea barometrica locala, in bar; pm - presiunea manometrica a aerului din conducta de masurare, in bar ; po = 1,01325 bar;

t - temperatura aerului masurata la intrarea in dispozitivul de masura, in oC.

Debitul de aer se va determina cu relatiile (3.11), (3.12).

Valorile marimilor masurate, determinate si calculate vor fi trecute in tabelul 3.6.

Cu relatia (3.17) se determina abaterea coeficientului α fata de valoarea stabilita initial pentru a se vedea cu ce eroare s-ar fi lucrat in ipoteza ca: α 1 = α initial = constant:

[ %] . (3.17)

Nota: Pentru Redl > 104 aceste erori sunt relativ mici. Se mentioneaza faptul ca asupra debitului se mai pot efectua si determinarea altor erori de masura provenite din: determinarea lui ε , de variatia densitatii aerului cu p si t, de calitatea muchiei diafragmei si altele care nu fac obiectul prezentei lucrari.

Tabelul 3.6 Rezultatele masuratorilor si calculelor

Nr.

crt.

Marimea U.M. Nr. determinarilor

1 2 3 4 5

1. t oC

46

2. p1 mm Hg

N/m2

3. p2 mm Hg

N/m2

4. ∆ p N/m2

5. m=β 2 -

6. Red1 -

7. α o -

8. rRe -

9. α -

10. ε -

11. ρ kg/m3

12. Dv m3/s

13. Dm kg/s

14. Dvo m3N / s

15. ∆ α %

De asemenea, se precizeaza ca pentru o prima evaluare a debitului se adopta α i = α o = α init . Daca ∆ α este mai mare de ± 0,5 %, se calculeaza din nou debitul recalculand α , dupa exemplul urmator :

Se apreciaza ca debitul de aer ce trece prin diafragma este Dv= 0,003 m3/s. Se calculeaza:

;

.

47

Pentru:

,

din tabelul 3.3 se obtine α o = 0,637.

S-a masurat:

t=20oC; pb = 0,995 bar; pm = 1 bar; p1-p2 = 100 mm Hg = 13333 N/m2.

Se calculeaza:

kg/m3.

Pentru kr = 0,05 si d1 = 20 mm se obtine din tabelul 3.4, cu β 2 = 0,25 (respectiv pentru d1/kr = 400), ro = 1,0045, iar conform relatiei (3.14) se obtine rRe = 1,000425381; pe de alta parte cu relatia (3.13) avem α = α o . rRe = 0,637 . 1,000425381 = 0,637271. Din figura 3.2, pentru p1 = 2 bar si β 2 = = 0,25 si ∆ pmax = 5000 mm H2O, obtinem ε =0,959; cu aceste date, pentru

kt = 1, utilizand relatia (3.12) rezulta:

m3/s

valoarea mult diferita fata de cea initiala.

Se recalculeaza α prin aceeasi metoda:

w1 = 64,808 m/s; Red1 = 84.828; se obtine α o = 0,625; respectiv,

rRe = 1,00321 si α 1 = 0,627 , va rezulta:

% > 0,5,

ceea ce inseamna ca pentru calcule se va adopta valoarea ultima a lui α , adica α 1 = 0,627, reluandu-se din nou masuratorile si calculele pana la respectarea conditiei impuse ca ∆ α ≤ ± 0,05 % fata de ultima valoare luata in considerare.

48

Obs. Dispozitivele moderne de masurare au in componenta lor minicalculatoare de proces, care efectueaza automat aceste calcule si trimite rezultatele la afisare pe un ecran sau la un inregistrator.

4. DETERMINAREA CALDURILOR SPECIFICE ALE

SUBSTANTELOR GAZOASE


Cantitatea de caldura necesara pentru ridicarea temperaturii unui corp cu un grad poarta denumirea de capacitate calorica. Capacitatea calorica a unui corp este un parametru extensiv, depinzand de masa si natura acestuia. Capacitatea calorica a unitatii de cantitate de substanta se numeste caldura specifica sau capacitate calorica specifica. Valoarea ei nu depinde de cantitatea de substanta, fiind o proprietate intensiva a corpurilor.

Caldura specifica c, sau capacitatea calorica specifica, a unei substante omogene, reprezinta energia termica necesara unitatii de cantitate din acea substanta pentru a-si mari temperatura cu un grad fara ca procesul sa produca o schimbare de faza sau de stare de agregare. Cantitatea de caldura schimbata de un corp de masa m in intervalul de temperatura (T1 - T2) este data de relatia:

Q12 = m⋅ ⋅ ( T2 – T1) [ J ], (4.1)

de unde rezulta expresia caldurii specifice:

[J / (kg⋅ K)] (4.2)

Potrivit relatiei (4.2) caldura specifica este o marime care depinde de unitatea de cantitate de substanta, de intervalul de temperatura si de natura procesului termic.

Din punct de vedere a unitatii de cantitate de substanta luata in considerare, caldurile specifice utilizate in tehnica, pot fi:

a) calduri specifice masice, c, in J / (kg⋅ K) ;

49

b) calduri specifice raportate la metru cub normal, cN, in J /(m3N⋅ K) ;

c) calduri specifice molare, CM , in J /( kmol⋅ K).

Caldura specifica raportata la unitatea de volum c’, [J /(m3⋅ K)], este utilizata foarte rar in aplicatiile practice.

Relatiile intre aceste tipuri de calduri specifice sunt:

CM = M⋅ c = VM ⋅ cN [J / (kmol⋅ K) ], (4.3)

unde: M este masa moleculara a substantei [ kg/kmol] ,

VM = 22,414 - volumul molar [ m3N/kmol] ,

c N = ρ N ⋅ c [J / (m3N

.K)], (4.4)

unde: ρ N este masa specifica a substantei in conditii normale, in kg/m3N .

Din punct de vedere al intervalului de temperatura, caldurile specifice pot fi:

a) calduri specifice reale sau instantanee, c, cN, CM;

b) calduri specifice medii,

Din punct de vedere a naturii transformarii realizata de substanta, pentru practica prezinta interes urmatoarele calduri specifice:

a) calduri specifice la presiune constanta, , cNp, CMp,

;

b) calduri specifice la volum constant , cv, cNv , Cmv , ,

Dependenta dintre caldurile specifice este data de relatiile lui Robert

Mayer:

- pentru gazul perfect:

cp - cv = R [J / (kg⋅ K)]; (4.5)50

- pentru gazele reale:

[J / (kg⋅ K) ]; (4.6)

unde:

R este constanta particulara a gazului perfect, in J / (kg⋅ K) ;

- coeficientul real de dilatare volumica, in grd-1;

- coeficientul de compresibilitate termica, in Pa-1.

La corpurile solide si lichide are importanta practica numai caldura specifica la presiune

constanta, . La corpurile gazoase cp se determina experimental iar caldura specifica la volum constant, cV, rezulta prin calcul folosind relatiile (4.5) si (4.6).


In figura 4.1 este reprezentata schematic instalatia cu ajutorul careia se determina caldura specifica a substantelor gazoase, a gazului metan in cazul prezentei lucrari.

Fig.4.1. Instalatia pentru determinarea caldurii specifice a

51

gazului metan.

Instalatia se compune din schimbatorul de caldura 1, calorimetrul 2, si contorul de gaz metan 3.

In serpentina schimbatorului de caldura 1, gazul metan primeste caldura de la fluidul calorimetric aflat in interiorul acestuia care este incalzit cu ajutorul arzatorului 4.

Temperatura ti si volumul V ale gazului metan la intrarea in schimbatorul de caldura 1, se determina cu termometrul cu lichid 5 si contorul 3.

La intrarea in calorimetrul 2 se masoara presiunea statica pst cu manometrul cu lichid 6 si temperatura t1 cu termometrul 7.

In calorimetrul 2, gazul metan cedeaza caldura ansamblului calorimetric. Temperatura t2 a acestuia la iesirea din calorimetru se masoara

cu termometrul 8.

Temperatura initiala to si finala t a apei din calorimetru se determina cu termometrul de precizie 9, citirea efectuandu-se prin intermediul unei lupe 10. Pentru uniformizarea temperaturii apei din calorimetru se foloseste agitatorul 11 antrenat de motorul electric 12.

Caldura specifica la presiune constanta a gazului metan se determina considerand calorimetrul 2 ca incinta adiabatica. Ecuatia calorimetrica a acestuia este:

Q1 = Q2 [J] , (4.7)

unde:

Q1 este cantitatea de caldura cedata de gaz ansamblului calorimetric, in J;

Q2 - cantitatea de caldura primita de elementele calorimetrului, in J.

Cantitatile de caldura a1 si a2 se determina cu relatiile:

[J ] , (4.8)

[ J ] , (4.9)

unde:

m este cantitatea de gaz metan care trece prin calorimetru, in kg;

52

- caldura specifica la presiunea constanta medie, in J / (kg⋅ K);

t1, t2 - temperatura gazului metan la intrare respectiv la iesire din calorimetru, in oC;

mi - masa componentului i al ansamblului calorimetric, in kg;

- caldura specifica la presiune constanta, medie, a componentului i al ansamblului calorimetric, in J / (kg⋅ K);

to, t - temperatura initiala respectiv finala a apei din calorimetru in oC.

in relatia (4.9) se noteaza cu C si poarta denumirea de capacitate calorica a calorimetrului:

[ J / K ] . (4.10)

Din relatiile de mai sus rezulta:

[ J / (kg⋅ K) ] . (4.11)

Cantitatea de gaz metan ce trece prin instalatie se determina cu relatia:

m = ρ N⋅ VN , [ kg ] , (4.12)

in care:

[m3N ] , (4.13)

unde: ρ N este masa specifica a gazului metan la starea normala, in kg/m3N;

V - volumul de gaz la starea de masurare determinat cu ajutorul contorului 3, in m3;

VN - volumul de gaz metan redus la starea normala, in m3N;

TN = 273,16 K - temperatura la starea normala, in K;

Ti = ti + 273,16 - temperatura gazului metan la starea de masurare, in K;

53

pst - presiunea statica a gazului metan la starea de masurare, in Pa;

pb - presiunea barometrica, in Pa;

pN = 101325 Pa - presiunea la starea normala, in Pa.

Marimile masurate si calculate se centralizeaza in tabelul 4.1.

Tabelul 4.1 Valori masurate si calculate

Nr. M a r i m e a Simbol U.M. V a l o r i

crt. 1 2 3 media

1. Temperatura medie a gazului metan la intrare

t1oC

2. Temperatura medie a gazului la iesire

t2oC

3. Temperatura initiala a apei tooC

4. Temperatura finala a apei t oC

5. Masa specifica a gazului

metan la starea normala

ρ N kg/m3N

6. Presiunea barometrica pb Pa

7. Suprapresiunea gazului pst Pa

8. Temperatura gazului me-

tan la starea de masurare

Ti K

Tabelul 4.1 Continuare,

Nr. M a r i m e a Simbol U.M. V a l o r i

crt. 1 2 3 media

54

9. Volumul de gaz metan la starea de masurare

V m3

10. Volumul de gaz metan redus la starea normala

VN m3N

11. Cantitatea de gaz metan

m kg

12. Capacitatea calorica a

calorimetrului

C J / K

13. Caldura specifica la

presiune constanta

J/(kg⋅ K)

14. Constanta particulara a

gazului perfect

R J/(kg⋅ K)

15. Caldura specifica la

volum constant

J/(kg⋅ K)

16. Caldura specifica molara

J/(kmol⋅ K)

17. Exponentul adiabatic al

gazului metan

-

55

5. DETERMINAREA TITLULUI SI ENTALPIEI

ABURULUI SATURAT UMED

5.1.Notiuni generale

Pentru a deosebi diversele stari de umiditate ale aburului saturat umed la o aceiasi presiune, s-a ales o marime noua reprezentand participatia masica a vaporilor de masa mv, in amestecul de vapori si lichid (mv + m) si

care se numeste titlul vaporilor:

[ -] . (5.1)

Diferenta:

y =1 - x [ -] , (5.2)

reprezinta umiditatea vaporilor saturati de titlu x.

Se va nota cu indicele (‘ ) marimile corespunzatoare lichidului de pe curba de saturatie, iar cu indicele (" ) marimile referitoare la aburul saturat

uscat.

Entalpia masica a aburului saturat umed se determina cu relatia:

hx= (1-x) h’ + x.h" = h’ + x .lv [ kJ/kg] (5.3)

Entalpia masica a lichidului h’ la starea de saturatie este:

56

[ kJ/kg] . (5.4)

in relatiile (5.3) si (5.4) s-a notat cu: lv- caldura masica de vaporizare, in kJ/kg; - caldura

masica medie la presiune constanta a apei care este de si t - temperatura de incalzire a apei, in oC.

Entalpia aburului saturat uscat este:

h" = h’ + lv . [ kJ / kg] . (5.5)

Determinarea titlului si entalpiei aburului saturat umed se face prin doua metode: prin metoda calorimetrului cu laminare si prin metoda calorimetrului cu apa.

5.2. Descrierea instalatiilor si mersul lucrarii

a. Metoda calorimetrului cu laminare

Aburul saturat umed produs de un cazan, la trecerea printr-un dispozitiv de strangulare (1), al calorimetrului (2), (fig.5.1), sufera o laminare (fenomen de entalpie constanta). In fenomenul de laminare, presiunea aburului scade brusc, avand loc o supraincalzire a aburului.

<>

Fig.5.1. Schema instalatiei cu calorimetru de laminare: 1- dispozitiv

de strangulare; 2- calorimetru; 3- manometru; 4, 5- termometre.

Masurand presiunea p1 inainte de laminare, la manometrul (3), temperatura t2 si presiunea p2

dupa laminare, cu termometrul (4) si manometrul (5), adica starea finala a aburului (abur

57

supraincalzit), cunoscand presiunea initiala si procesul care are loc, se poate determina titlul si entalpia aburului saturat umed pe cale grafica sau analitica.

Determinarea titlului si entalpiei aburului saturat umed, pe cale grafica, se face cu ajutorul diagramei h-s (fig.5.2).

Se stabileste punctul 2, corespunzator aburului supraincalzit de parametrii p2 si t2 (masurati), din care se duce o dreapta paralela cu axa 0s

(dreapta de h = ct), pana la intersectia cu izobara aburului saturat umed p1, gasind punctul 1. Curba de titlu constant x, care trece prin punctul 1 indica chiar titlul aburului saturat umed cautat. Iar entalpia aburului saturat umed hx corespunzatoare punctului 1 se citeste de asemenea din aceeasi diagrama

Fig.5.2. Reprezentarea procesului de laminare in diagrama h-s.

Pentru o intelegere mai completa a acestui proces s-a trasat desfasurarea lui si in diagrama T-s (fig.5.3). Din aceasta rezulta ca procesul de laminare este de entalpie constanta, si intrucat este un proces ireversibil, desfasurarea acestuia se face cu o crestere de entropie ∆ s.

Determinarea corecta a titlului x si a entalpiei h1x a aburului saturat umed din punctul 1 se face atunci cand punctul final 2 se gaseste in zona aburului supraincalzit (intre 2s si 2) sau la limita, chiar pe curba aburului saturat uscat (adica in punctul 2s).

Pe cale analitica, titlul x si entalpia aburului saturat umed, se determina pe baza caracteristicii laminarii:

h1x = h2 , [ kJ/kg] , (5.6)

58

care arata ca entalpia aburului inainte de laminare este egala cu entalpia aburului dupa laminare, cu conditia ca vitezele inainte si dupa laminare sa fie egale sau foarte putin diferite.

Entalpia aburului supraincalzit h2 se determina din tabele, corespunzator temperaturii si presiunii masurate cu aparatele 4 si 5

Fig.5.3. Reprezentarea procesului de laminare in diagrama T-s.

Entalpia aburului saturat umed este:

h1x = h’1 + x . lv1 = h’

1 + x ( h"1 - h’

1) . (5.7)

Din ecuatiile (5.6) si (5.7) se obtine:

. (5.8)

Marimile h’1 si lv1 se gasesc in tabele pentru presiunea p1 a aburului saturat umed, initial masurata

cu manometrul 3.

b) Metoda calorimetrului cu apa.

Instalatia necesara (fig.5.4) pentru determinarea titlului si entalpiei aburului saturat umed se compune din: calorimetrul cu apa (1), termometrul (2), agitatorul (3), robinetul de alimentare (4),

59

separatorul de apa (5), termometrul (6) si manometrul (7). {n prealabil se determina capacitatea calorica a calorimetrului cu relatia:

[ kJ / K] (5.9)

unde: mi reprezinta masa partilor componente ale calorimetrului, in kg;

ci reprezinta caldurile masice la presiune constanta ale acestora, in kJ/(kg.K).

Fig.5.4. Schema instalatiei pentru metoda calorimetrului cu apa;

1-calorimetru; 2- termometru; 3- agitator; 4- robinet; 5- separator de apa; 6- termometru; 7- manometru.

Se introduce in calorimetru m1 kg de apa si se masoara temperatura de echilibru din aparat, to in oC. Sistemul apa-calorimetru contine caldura:

Q1 = ( m1. ca + C ) to [kJ]. (5.10)

Daca se introduce in calorimetru m2 kg de abur saturat umed de temperatura si presiune cunoscuta cantitatea de caldura cedata de abur este:

Q2 = m2 ( h1x - ca t) = m2 (h’ + x lv1 - ca t) [kJ], (5.11)

in care: t este temperatura finala de echilibru din calorimetru care se citeste la termometrul (2), in oC ; ca = 4,1863 kJ / (kg.K), caldura masica a apei.

Cantitatea de caldura preluata de ansamblul calorimetrului, va fi:

Q3 = ( m1 ca + C ).( t - to ) [kJ]. (5.12)

60

Din egalitatea relatiilor (5.11) si (5.12) se obtine:

, (5.13)

in care restul marimilor au semnificatia fizica prezentata la punctul a.

Avand determinata valoarea lui x, conform relatiei (5.13), se determina:

hx = h’1 + x lv1 [kJ / kg]. (5.14)


Rezultatele masuratorilor se trec in tabelul 5.1 si se vor compara valorile obtinute pentru titlu si entalpie prin cele doua metode. In tabel se trec si valorile extrase din diagrame sau tabele de abur.

Tabelul 5.1 Determinarea entalpiei si titlului aburului saturat umed

Metoda calorimetrului cu laminare Metoda calorimetrului cu apa

Marimea Unit. de

masura

I II III Marimea Unit. de

masura

I II III

p1 bar C kJ / K

p2 bar m1 kg

t2oC to

oC

h’ kJ / kg t oC

lv1 kJ / kg h’1 kJ / kg

x grafic kJ / kg

analitic m2 kg

hx grafic

kJ/kg

x -

analitic hx kJ / kg

61

kJ/kg

6.DETERMINAREA CALDURII DE ARDERE A

COMBUSTIBILILOR GAZOSI

6.1. Determinarea caldurii de ardere a combustibililor gazosi prin curent de apa

6.1.1. Consideratii generale

Caldura de ardere (puterea calorica, impropriu denumita) a unui combustibil reprezinta energia termica degajata prin arderea completa a unitatii de cantitate din combustibilul dat [ kJ/(m3

N.kg) sau kmol] . Dupa starea in care se gaseste apa in produsele arderii

conform STAS 3361-62 se deosebesc: caldura de ardere superioara (Qs) si caldura de ardere inferioara (Qi), intre acestea existand relatia:

Qi = Qs - lv . w [kJ/kg] (6.1)

in care lv este caldura medie de vaporizare, in kJ/kg, (lv ˜ 2512 kJ / kg); iar w - cantitatea de vapori de apa din produsele arderii, in kg vapori/kg combustibil. Caldura de ardere poate fi determinata intr-un calorimetru la volum constant (Qv), sau la presiune constanta (Qp).Deoarece diferenta dintre Qv si Qp este mica, practic se lucreaza cu Qi, fara a se tine seama de procesul termodinamic sub care se degaja energia termica in procesele respective. La determinarea puterii calorice prin curent de apa, caldura de ardere superioara redusa la starea normala se calculeaza cu relatia:

[kJ / m3N] , (6.2)

unde: m este cantitatea de apa in kg; cpa = 4,1863 kJ/kg.grd - caldura masica pentru apa; te

si ti - temperatura apei la iesire si la intrare in calorimetru, in oC; Vo - volumul gazelor inainte de ardere redus la starea normala, in m3

N; fm - factor de corectie a indicatiilor debitmetrului.

62

[m3N], (6.3)

in care: V este volumul de gaze inainte de ardere la starea de masurare, in m3; T, p sunt temperatura si presiunea gazelor arse la starea de masurare, in K respectiv bar.

Caldura de ardere inferioara redusa la starea normala este:

[kJ / m3N], (6.4)

unde: Vgo este volumul de gaze arse raportat la starea normala, iar

wc - cantitatea de condensat in kg.

6.1.2. Instalatia de masura

Fara a se face o descriere detaliata a instalatiei de masura, se precizeaza elementele componente ale acesteia: debitmetru, termometru, manometru cu lichid, racord, palnie, regulator de presiune, arzator, calorimetru propriu zis, conducte, filtru, robineti, conducta de prea-plin, dispozitiv de umezire a aerului, vas de colectare, vas gradat, cantar, contragreutati.

6.1.3. Mersul lucrarii. Determinarea factorului de corectie a

debitmetrului

Presiunea gazului se regleaza intre 20 ... 40 mm H2O, arzatorul se aprinde dupa ce acul indicator al debitului a facut o rotatie completa, debitul de gaz se regleaza la 100 litri / h, ceea ce corespunde la transmiterea a

3165 ± 160 kJ / h.

In tabelul 6.1 se indica timpul necesar pentru o rotatie a acului indicator al debitmetrului, corespunzator transmiterii a 3165 kJ / h.

Aerul se va regla cu rondela arzatorului, astfel incat flacara sa fie albastra.

Se stabileste circuitul de apa al calorimetrului, se pregateste vasul de colectare a apei si vasul gradat, arzatorul se introduce cu grija in calorimetru si se urmareste flacara printr-o oglinda metalica.

Factorul mediu de corectie a debitmetrului (a valorii citite la debitmetru), se determina cu relatia:

63

, (6.5)

unde: n reprezinta numarul de litri de gaz scurs, iar este factorul de corectie al unui litru, daca acul indicator arata "z" litri ( deci nu se citeste exact un litru, ci mai mult sau mai putin), operatia se repeta pentru doua sau trei rotatii complete, (n litri).

Tabelul 6.1

Timpul necesar pentru o rotatie a acului indicator

al debitmetrului corespunzator transmiterii a 3165 kJ / h

Puterea calorica a gazului

Pentru debitmetru cu cadran de

3litri 5 litri

[kJ / m3N] [ secunde ]

29.304 94 150

33.490 108 175

37.677 121 200

41.863 134 225

46.049 148 250

50.236 161 270

58.608 187 310

66.981 215 352

75.353 241 400

83.726 270 450

92.099 296 495

100.471 324 540

64

Nota: Temperatura gazelor arse la iesirea din calorimetru trebuie sa fie foarte apropiata de temperatura mediului ambiant; in acest caz Vo ≈ Vgo.

6.1.4. Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Marimile masurate si calculate se trec in tabelul 6.2.

Tabelul 6.2 Valori masurate.

1. Gazul Gaz metan, etc.

2. Mediul ambiant Temperatura (oC) ta =

Presiunea barometrica (bar) pb=

3. Starea gazului in

debitmetru

Temperatura (oC) tg =

Presiunea manometrica(bar) pg=

Presiunea absoluta (bar) p = pb+ pg=

4. Temperatura gazelor la iesirea din calorimetru

(oC) si in (K)

t = T =

5. Factorul de corectie fm =

6. Cantitatea de gaz

arsa in timpul

unei determinari

Citita : V (l)

Redusa la starea normala Vo [ m3N]

7. Temperatura apei la intrarea si iesirea din calorimetru [ oC]

Determinarea I II III

ti te ti te ti te

65

1

2

3

Temperatura medie [ oC]

∆ t [ oC]

8. Cantitatea de apa colectata [ kg]

9. Caldura de ardere superioara |s

[ kJ / m3N]

10 Cantitatea de condens colectata w [ kg]

11 Volumul gazelor arse,

Vgo [ m3N]

12 Caldura de ardere inferioara |i

[ kJ / m3N]

Rezultatele obtinute se compara cu cele recomandate in literatura de specialitate.

6.2. Determinarea puterii calorice a combustibililor

gazosi cu calorimetru indicator si inregistrator

6.2.1. Consideratii generale

La baza metodei automate pentru determinarea caldurii de ardere sta de asemenea principiul dupa care, intr-o incinta adiabata, cantitatea de caldura cedata prin arderea gazului este preluata integral de un curent continuu de apa.

Caldura de ardere superioara a gazului la starea de masurare este data de relatia:

[ kJ / m3] , (6.6)

66

in care: Q este cantitatea de caldura primita de apa, in kJ; V-cantitatea de gaz, in litri; m-cantitatea de apa, in kg; c = 4,1863 kJ/(kg.K); ∆ t - diferenta de temperatura a apei la intrarea, respectiv la iesirea din calorimetru, in oC.

S-a prevazut ca raportul (raportul intre cantitatea de apa si cea de gaz ce trece prin calorimetru) sa fie constant. Rezulta ca:

[ kJ / m3] . (6.7)

Pentru c = ct., se considera k1 = k.c, deci :

[ kJ / m3] , ( 6.8)

iar,

[ kJ / m3] , ( 6.9)

unde: q este caldura de vaporizare a apei de condensatie obtinuta prin arderea a unui m3

de gaz, exprimata in kJ / m3, determinabila cu relatia:

[ kJ / m3] , ( 6.10)

in care wc este masa condensului in kg.

Caldura de ardere superioara raportata la starea normala este:

[ kJ / m3N] (6.11) iar caldura de ardere inferioara

raportata la starea normala este:

[ kJ / m3N ] , (6.12)

unde, factorul de corectie F se calculeaza cu relatia :

, (6.13)

67

in care : To = 273 K ; po = 1,01325 bar ; T = t + 273 K si p = pb + pm , in bar; pb fiind presiunea barometrica si pm - presiunea manometrica din conducta de alimentare cu gaz dupa regulatorul de presiune, in bar.

6.2.2. Instalatia experimentala

In figura 6.1 este prezentata schema calorimetrului indicator si inregistrator pentru determinarea caldurii de ardere.

6.2.3. Mersul lucrarii

Lucrarea isi propune de a verifica valoarea caldurii de ardere a combustibilului, citita la aparatul indicator si inregistrator. Se compara valorile caldurii de ardere citite, respectiv

inregistrate cu valoarea determinata prin metoda neautomata. Deoarece raportul este constant la calorimetrul automat, se pot face citirile la termometre si milivoltmetre, independent de determinarile cantitat ilor de apa si gaz.

6.2.4. Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Modul de prelucrare a rezultatelor se arata printr-un exemplu de calcul. Pentru un gaz oarecare s-a determinat m kg de apa, corespunzand la trei rotatii complete ale contorului de gaz, astfel: masa totala = 5,650 kg; masa vasului = 1,210 kg; diferenta= 4,440 kg. Aceste valori reprezinta media a trei determinari. Pentru o rotatie a contorului de gaz corespunde 4,440 / 3 = 1,48 kg gaz. Cantitatea de gaz aferenta este de 4 litri, iar corectata dupa foaia de etalonare a aparatului este de 3,96 litri. Temperatura apei la intrare: ti = 9,73 oC; temperatura apei la iesire te = 20,7 oC.

68

Fig.6.1. Calorimetru automat pentru gaze tip "JUNKERS-56": 1-regulator de gaz; 2-saturator; 3- racitor gaz; 4-contor gaz; 5-regulator de precizie; 6-separator de apa; 7-robinet gaz; 8-arzator; 9-colector; 10-pompa de apa; 11-regulator dublu prea-plin; 12-contor de apa; 13-vas de compensatie; 14,15-termometre; 16-coloana termoelectrica; 17-palnie colectoare; 18-racitor apa recirculare; 19-palnie de reglaj; 20-pahar; 21-conducta legatura cu umidificatorul; 22-umidificator; 23-gaze arse; 24-termometru; 25-teava condens; 26-coloana reducere la starea normala; 27- intrare apa racire; 28-palnie evacuare; 29-stut scurgere; 30-manometru gaz; 31-milivoltmetru inregistrator; 32-milivoltmetru indicator; 33-comutator.

Valoarea citita la aparatul inregistrator este de exemplu 17.200 kJ / m3. Temperatura gazului tg = 21oC, starea barometrica pb = 0,97888 bar, presiunea manometrica pm = 500 mm H2O = 0,04905 bar. Factorul de corectie va fi :

Caldura de ardere superioara redusa la

starea normala este : kJ / m3N.

69

Rezultatele marimilor masurate si calculate se trec in tabelul 6.3.

Tabelul 6.3 Marimi masurate si calculate

Nr.crt M a r i m e a Simbol U.M. Determinari

1 2 3 Media Obs.

1. Cantitatea de apa m kg

2. Cantitatea de gaz V m3

3. Temperatura apei

la intrare

tioC

4. Temperatura apei

la iesire

teoC

5. Caldura de ardere

superioara neredusa

Q‘s kJ/ m3

6. Cantitatea de apa

condensata

wc kg

7. Caldura de vapor. \ kJ/ m3


inferioara neredusa

Q‘i kJ/ m3

9. Coeficientul de

reducere

F -

Tabelul 6.3 Continuare.

70


inferioara raporta-

ta la starea normala

Qi kJ/m3N

11. Temperatura gazului

tgoC

12. Presiunea barome-

trica

pb bar

13. Presiunea gazului pm bar


superioara neredusa *)

Q‘s kJ/m3


superioara rapor-

tata la starea nor-

mala

Qs kJ/m3N

*) Valoare citita la aparatul inregistrator.

Rezultatele obtinute se compara cu cele recomandate in literatura de

specialitate.

71

7. DETERMINAREA MARIMILOR DE STARE

ALE AERULUI UMED


Amestecul mecanic dintre aerul uscat si vaporii de apa formeaza aerul umed. Presiunile partiale ale aerului pa, respectiv ale vaporilor de apa pv sunt:

pa = p.ra ; pv = p.rv , (7.1)

in care: p este presiunea totala a aerului umed, iar ra si rv sunt participatiile volumice ale aerului uscat si respectiv ale vaporilor de apa.

Presiunea partiala a vaporilor de apa in aerul atmosferic este foarte mica si in consecinta este posibila evaporarea apei la o temperatura mult inferioara temperaturii de vaporizare la presiunea normala fizica de 1,01325 bar, unde t = 100oC. Pe fenomenul de evaporare superficiala a apei se bazeaza existenta vaporilor de apa din aerul atmosferic la temperaturi scazute, 0oC si sub 0oC.

7.2. Calculul marimilor principale ale aerului umed

In baza legii lui Dalton se poate scrie :

p = pa + pv . ( 7.2 )

Aerul umed care contine cantitatea maxima de umiditate (de vapori de apa) se numeste aer saturat. Pentru aerul umed se definesc urmatoarele marimi:

- Gradul de umiditate x, denumit si umiditatea absoluta sau continut de umiditate, este raportul dintre masa vaporilor de apa si masa aerului uscat:

, (7.3)

sau: (7.4)

in care: Mv , Ma sunt masele moleculare ale vaporilor de apa si ale aerului uscat; pv si ps sunt presiunea partiala respectiv presiunea de saturatie a vaporilor de apa, iar xs - gradul de umiditate al aerului umed saturat.

72

- Gradul de saturatie ψ , se defineste cu relatia :

ψ [ -] . (7.5)

Presiunea partiala a vaporilor de apa, se determina din relatia (7.4) :

[ bar] . (7.6)

Presiunea partiala a aerului uscat este:

[ bar] . (7.7)

Densitatea aerului umed se determina cu relatia :

[ kg/m3] , (7.8)

in care: pentru R = 8314 J / kmol.K; Ma = 28,964 kg / kmol; Mv = 18,016

kg / kmol, se obtine in S.I.:

[ kg/m3] , (7.9)

in care T este temperatura absoluta, in K; p si pv se inlocuiesc in N / m2.

Umiditatea relativa a aerului umed este raportul dintre cantitatea de vapori existenta in aer si cantitatea maxima de vapori de apa pe care o poate absorbi aerul la acea temperatura si se defineste cu relatia :

[ -] . (7.10)

in practica se considera ψ = ϕ .

Volumul masic al aerului umed se defineste cu:

[ m3/kg] . (7.11)

73

Caldura masica la p = ct. a aerului umed este:

, [ kJ/(kg.K)] , (7.12)

in care: cpa = 1,0106 kJ / (kg.K) este caldura masica medie a aerului uscat intre 0 si 50oC; cpv= 1,866 kJ/(kg.K) este caldura masica medie a vaporilor de apa intre 0 si 75oC.

Entalpia amestecului a 1 kg aer uscat si x kg vapori de apa este:

H1+ x = cpa.t + x (cpa .t + 2512) [ kJ / (1+ x ) kg amestec ] ( 7.13 )

Entalpia masica a 1 kg de aer umed va fi :

[ kJ/kg aer umed] ( 7.14 )

Temperatura punctului de roua ( punctul τ ) este temperatura de saturatie a aerului umed care se raceste, pastrandu-si umiditatea absoluta (x) constanta.

Punctul τ se poate calcula astfel: cunoscandu-l pe x, se determina pv cu relatia (7.6), iar din tabelul 7.2 se citeste temperatura corespunzatoare acestei presiuni, considerand-o egala cu ps.

7.3. Determinarea experimentala a marimilor aerului umed

Umiditatea aerului se masoara cu aparate numite: higrometre, psicrometre sau psihrometre.

Cel mai utilizat este psicrometrul din figura 7.1, denumit psicrometru cu ventilator de tip Asmann, care consta dintr-un termometru uscat (1) si un termometru umed (2), ultimul fiind infasurat intr-o panza higroscopica imbibata cu apa. Capetele termometrelor sunt scaldate de curentul de aer umed aspirat de catre un mic ventilator (4), actionat cu resort metalic sau electric, cu o viteza mai mare de 2,5 m / s.

Datorita evaporarii, temperatura tum indicata de termometrul umed (2) este mai mica decat temperatura tus indicata de termometru uscat (1).

Umiditatea relativa a aerului se determina folosind relatia (7.10) scrisa sub forma:

[ -] , (7.15)

74

in care: p’s este presiunea partiala a vaporilor de apa saturati continuti de aer, la temperatura tum;

ps- presiunea partiala a vaporilor de apa saturati continuti de aer insa la temperatura tus; C - coeficient psicrometric, in bar / K; pb = p este presiunea barometrica si totodata si presiunea totala a aerului umed, in bar; po= 1,01325 bar, este presiunea la starea normala fizica.

Coeficientul psicrometric depinde de viteza de circulatie a aerului w si se determina din tabelul 7.1. iar valorile lui p’

s si ps se citesc din tabelul 7.2 in functie de tum si tus .

Fig.7.1. Psicrometru cu ventilator,

tip Asmann; 1, 2- terometre;

3- suport; 4- ventilator.

Tabelul 7.1 Coeficientul psicrometric C

w [ m / s ] C [ bar / K ] w [ m / s ] C [ bar / K ]

0,13 1,3.10-3 0,80 0,8.10-3

0,20 1,1.10-3 2,30 0,7.10-3

0,40 0,9.10-3 4,00 0,67.10-3

Tabelul 7.2. Presiunea partiala , continutul de vapori de apa x si entalpia a aerului umed saturat, la temperatura t.

t [ oC ] x

[ kg / kg ]

H1+ x

[ kJ/(1+ x)kg [ N / m2 ] [ torr ]

75

am.] 0 1 2 3 4

-10 259,5 1,946 0,001650 -5,986

-9 283,3 2,125 0,001180 -4,605

-8 309,5 2,321 0,001969 -3,182


0 1 2 3 4

-7 337,6 2,532 0,002149 -1,716

-6 368,1 2,761 0,002343 -0,209

-5 401,0 3,008 0,002552 + 1,298

-4 436,8 3,276 0,002781 2,889

-3 475,5 3,566 0,003030 4,521

-2 517,2 3,879 0,00330 6,196

-1 562,1 4,216 0,00359 7,912

0 610,5 4,579 0,00390 9,754

1 657,3 4,93 0,00420 11,512

2 705,3 5,29 0,00451 12,936

3 758,6 5,69 0,00485 15,154

4 813,3 6,10 0,00520 17,038

5 872,0 6,54 0,00558 18,880

6 934,6 7,01 0,00598 21,015

7 1001,3 7,51 0,00642 23,150

76

8 1073,3 8,05 0,00688 25,370

9 1148,0 8,61 0,00736 27,588

10 1228,0 9,21 0,00788 29,932

11 1264,0 9,48 0,00844 32,318

12 1402,6 10,52 0,00902 34,830

13 1497,3 11,23 0,00964 37,384

14 1598,6 11,99 0,01030 40,105

15 1705,3 12,79 0,01100 42,700

16 1817,3 13,63 0,01174 45,631

17 1937,3 14,53 0,01254 48,561

18 2064,0 15,48 0,01337 51,910

19 2197,3 16,48 0,01425 55,259

20 2338,6 17,54 0,01519 58,608

21 2486,6 18,65 0,01618 61,957

22 2644,0 19,83 0,01724 65,725

23 2809,3 21,07 0,01833 69,493

24 2984,0 22,38 0,01951 73,679

25 3168,0 23,76 0,02077 77,865


0 1 2 3 4

26 3361,2 25,21 0,02209 82,051

27 3565,2 26,74 0,02347 86,656

28 3780,0 28,35 0,02493 91,680

77

29 4005,2 30,04 0,02649 97,122

30 4242,7 31,82 0,02814 102,146

31 4493,2 33,70 0,02980 107,588

32 4754,5 35,66 0,03169 113,449

33 5030,5 37,73 0,03364 119,310

34 5320,0 39,90 0,03569 125,589

35 5624,0 42,18 0,0379 132,287

36 5941,2 44,56 0,0401 139,404

37 6276,0 47,07 0,0425 146,521

38 6625,2 49,69 0,0451 154,056

39 6992,0 52,44 0,0478 162,010

40 7376,0 55,32 0,0506 170,382


In tabelul 7.3 se trec marimile masurate si calculate ale aerului umed. Se vor face masuratori pentru determinarea marimilor aerului atmosferic (ambiant), in diferite locuri din laborator cu psicrometrul Asmann si in limita timpului disponibil chiar in afara cladirii.

Gradul de umiditate se obtine din relatia (7.5) considerandu-se ψ = ϕ , unde valoarea lui xs se considera aceea din dreptul temperaturii indicate de termometru umed (tum), din tabelul 7.2, astfel:

x = ϕ . xs [ kg / kg] .

Presiunea partiala a aerului uscat se determina cu relatia (7.7); densitatea aerului umed cu relatia (7.9) calculata pentru temperatura citita la termometru uscat (tus), iar pv = ϕ . ps .

Caldura masica cu relatia (7.12), iar entalpia masica a 1 kg de aer umed cu relatiile (7.13) si (7.14) sau utilizand valoarea lui H1+ x din tabelul 7.2 pentru valoarea lui (tus).

Umiditatea relativa a aerului ϕ se va calcula cu relatia (7.15) unde pentru C se adopta valoarea C = 0,67.10-3 bar / K .

78

Tabelul 7.3 Tabelul cu rezultate experimentale si calculate

Nr.

Crt.

Marimea masurata

sau calculata

Simbol U.M. Determinarea Obs.

1 2 3 4

1 Presiunea barome-

trica respectiv pre-

siunea totala a aeru-

lui umed

p = pb bar

2 Temperatura termo-

metrului umed

tumOC

3 Temperatura termo-

metrului uscat

tusoC

4 Presiunea partiala a

vaporilor de apa sa-

turati la temperatura

termometrului umed

p’s bar

5 Presiunea partiala a

vaporilor de apa sa-

turati la temperatura

termometrului uscat

ps bar

6 Umiditatea relativa

a aerului umed

ϕ -

7 Gradul de umiditate x kg/kg

8 Presiunea partiala a pa bar

79

aerului uscat

9 Densitatea aerului

umed

ρ kg/m3

10 Caldura masica la

p = ct.a aerului umed

cpkJ/(kgK)

11 Entalpia masica a

1 kg de aer umed

h kJ/kg.

aer

umed

80

8. DETERMINAREA CONDUCTIVITATII TERMICE A MATERIALELOR SOLIDE


Transferul de caldura prin conductie are loc prin medii lipsite de miscari aparente cum este cazul solidelor si a straturilor fluide foarte subtiri, fiind cauzat de existenta unei diferente de temperatura in material. Cantitativ, acest transfer de caldura se exprima prin legea lui Fourier:

[ W] , (8.1)

unde: este fluxul termic transmis prin conductie, in W ;

λ - conductivitatea termica a materialului, in W/(m⋅ K);

δ - grosimea materialului, in m;

t1, t2 - temperaturile pe suprafetele exterioare ale materialului, in oC;

A - aria sectiunii normale pe directia fluxului termic, in m2,

- densitatea fluxului termic, in W/ m2.

Conductivitatea termica a unei substante depinde de numerosi factori ca de exemplu: starea de agregare, structura, forma sub care se gaseste (bucati, pulbere etc.),temperatura, etc.Metodele folosite pentru determinarea acesteia sunt cele experimentale, din care cele mai importante sunt:

81

a) in regim stationar - metoda placii, metoda tubului cilindric, metoda placii termoflux, metoda puntii termice, metoda racirii laterale a unei bare prismatice, etc.;

b) in regim variabil - metoda modelarii termice, metoda regimului regulat, metoda comparativa de incalzire cu viteza constanta, metoda etalonului indefinit, metoda izvoarelor instantanee, etc.

Principiul metodei de determinare a conductivitatii termice utilizata in lucrare se bazeaza pe relatia (8.1) si consta in determinarea pe cale experimentala a cantitatii de caldura transmisa in unitatea de timp si unitatea de suprafata, precum si temperaturile t1 si t2 pe cele doua suprafete ale unei placi de forma paralelipipedica.

8.2. Descrierea instalatiei

Instalatia pentru determinarea conductivitatii termice a materialelor solide este de tipul dr.Bock. Schema de principiu este prezentata in figura 8.1.

Fig.8.1. Schema de principiu a instalatiei pentru determinarea conductivitatii termice a materialelor solide.

Instalatia este compusa din doua placi, una inferioara 3 si una superioara 4, care au rolul de a mentine o temperatura constanta coborata pe suprafata inferioara a probei de material 1 introdusa intre cele doua placi, si o temperatura constanta ridicata pe suprafata superioara a probei de material. In acest scop fiecare placa este legata la cate un circuit de incalzire-racire cu apa, prevazut cu cate un termostat 10, respectiv 11. Temperaturile de intrare tk1, tw1 precum si cele de iesire tk2, tw2 din placi sunt masurate cu ajutorul unor termometre cu lichid 6,8 respectiv 7,9. Fiecare termostat este prevazut cu cate un regulator de temperatura 10a; 11a cu termometrele cu cheie magnetica 12,13 si rezistentele electrice 14, 15. Functionarea celor doua termostate este identica, singura deosebire fiind reglarea debitului de apa de racire care trece prin serpentinele 16, 17. Astfel, apa de racire dupa ce trece prin termostatul 10, este condusa in continuare in termostatul 11. Reglarea debitului de apa de racire la termostatul 10, se realizeaza cu ajutorul robinetului 18, iar masurarea acestui debit se efectueaza cu ajutorul robinetului cu plutitor (rotametru) 19. Pentru termostatul 11 debitul de apa de racire poate fi redus cu ajutorul robinetului de ocolire 20.

82

Fluxul de caldura care strabate proba de material este asigurat de placa de incalzire 2, care este prevazuta cu o rezistenta electrica alimentata de la reteaua de energie electrica prin intermediul transformatorului 25 (care asigura o tensiune de 120 V) si a reostatului cu douasprezece pozitii, 22. Cantitatea de energie electrica consumata se masoara cu ajutorul contorului 23, citirile trebuind sa fie efectuate cu 4 zecimale. Daca rezistenta electrica ar fi alimentata continuu cu energie electrica, atunci temperatura suprafetei de contact dintre placa de incalzire si proba de material ar fi si mai mare decat temperatura dintre suprafata de contact dintre placa superioara si proba de material. Pentru egalizarea temperaturilor pe intreaga suprafata superioara a probei, instalatia este prevazuta cu un termocuplu 5, cu doua suduri, una pe placa de incalzire si una pe placa superioara, cuplat cu un milivoltmetru 26 si legat la un regulator 24, care face ca alimentarea rezistentei electrice sa se faca cu intermitenta.

Circuitele electrice ale instalatiei sunt prevazute cu doua sigurante automate, un intrerupator 32, un bec de semnalizare care este aprins cand circuitul este alimentat, un transformator cu sase pozitii 25 si un voltmetru 31.

Panoul 36 (fig.8.2), unde sunt plasate aparatele si cheile de actionare, mai cuprinde: becurile de semnalizare 29 si 30 care indica functionarea termostatelor 10 si 11, un ceasornic cu secundar central 33, un buton 34 pentru controlul punctului de nul al indicatorului milivoltmetrului 26, precum si borna 35 la care se conecteaza sistemul optic de citire a indicatiilor termometrelor.

In zona placilor, instalatia este prevazuta cu un brat deplasabil 37 care serveste la montarea capacului 38 pe placa superioara 4. Intregul ansamblu al placilor este izolat adiabatic pe partile laterale cu ajutorul unei cutii de protectie.


Se indeparteaza cutia de protectie dupa care, cu ajutorul bratului deplasabil 37, se ridica placa superioara 4 impreuna cu capacul 38, permitand asezarea probei de material 1 peste placa inferioara 3. Se aseaza placa superioara 4 peste proba si se fixeaza cu cele patru micrometre 39, masurandu-se in acelasi timp grosimea probei cu exactitate de 1 / 100 mm. Urmeaza apoi izolarea ansamblului cu ajutorul cutiei de protectie.

83

Fig.8.2. Instalatie pentru determinarea conductivitatii termice a materialelor solide.

Se efectueaza legatura la reteaua de curent alternativ, conectand sigurantele automate, inchizand intrerupatorul 32 si intrerupatoarele termostatelor. Prezenta curentului electric este semnalizata de becurile 27, 28, 29, 30. Se roteste cheia de actionare a transformatorului 25 pana cand indicatorul voltmetrului 31 indica tensiunea de 120 V.

Cu ajutorul cheilor magnetice ale termometrelor de la termostate, se fixeaza temperaturile apei in circuitele celor doua placi astfel ca intre acestea sa fie o diferenta de aproximativ 10oC, iar temperatura apei din circuitul placii inferioare mai mare cu circa 3-4oC decat temperatura apei de racire a termostatelor.

Dupa atingerea temperaturilor de regim, deci dupa stingerea becurilor 29 si 30, se deschide robinetul 18 de alimentare cu apa de racire a termostatelor, reglandu-se debitul de apa in asa fel incat timpul cat becul 29 este stins, timp masurat cu ceasornicul 33, sa fie egal cu timpul cat este aprins. Reglarea debitului de apa de racire a termostatului 11 se face in acelasi mod actionand asupra robinetului 20 si observand becul de semnalizare 30.

In timpul efectuarii acestor operatii se alimenteaza in mod automat cu energie electrica placa de incalzire 2, fapt evidentiat de aprinderea si de stingerea becului de semnalizare 28. Intrarea in regim normal de functionare a placii de incalzire se realizeaza prin rotirea cheii reostatului 25 pana la o anumita pozitie, cand, timpul cat becul de semnalizare 28 este stins, sa fie egal cu timpul cat acesta este aprins.

Dupa efectuarea acestor operatii instalatia este pusa in functionare normala si se asteapta o perioada de 1-2 ore (in functie de grosimea probei de material), intrarea ei in regim stationar de transfer de caldura. Realizarea acestui regim este pusa in evidenta de faptul ca indicatiile

84

termometrelor 6,7, 8, 9 variaza foarte putin in jurul unor valori stabile iar diferenta intre tw1 si tw2

respectiv intre tkl si tk2 este mai mica de 1oC.

Masuratorile propriu-zise in vederea determinarii conductivitatii termice incep in momentul intrarii in regim stationar a instalatiei. Masuratorile initiale constau din citirea orei indicate de ceasornicul 33, indicatia contorului de curent alternativ 23 in kWh cu o precizie de 1 / 1000 kWh, precum si indicatiile termometrelor 6,7,8,9 cu o precizie de 1 / 100oC. Citirile se repeta la intervale de timp de jumatati de ora, timp de 2 ore. Datele de mai sus impreuna cu pozitia cheii reostatului se centralizeaza in tabelul 8.1.

Tabelul 8.1. Valori masurate si calculate

Nr.

crt.

Marimea Sim-bol

U.M. Masuratori

1 2 3 4 5 6 7 8

1. Timpul τ h

2. Indicatie contor E kWh

3. Temperaturi placa

superioara

tw1oC

tw2oC

4. Temperaturi placa

inferioara

tk1oC

tk2oC

5. Pozitie reostat - -

6. Cantitate energie ∆ E kWh


Nr.

crt.

Marimea Sim-bol

U.M. Masuratori

1 2 3 4 5 6 7 8

85

7. Intervalul de timp ∆ ι

h

8. Factor de corectie Ri kWh/

m2div

9. Temperaturi medii,

relatiile :

(8.2)-(8.5); (8.7)

tw1moC

tw2moC

tk1moC

tk2moC

twmoC

tkmoC

10. Diferenta temper. ∆ t oC

11. Conductivitatea termica

λ W /

(m⋅ K)

Operatiile de oprire a instalatiei constau din manevrarea butonului 32, aducerea la pozitia 1 a cheilor de actionare a transformatorului 25 si a reostatului 22 precum si inchiderea circuitului apei de racire a termostatelor. Dupa oprire se departeaza cutia de protectie si se efectueaza din nou masurarea grosimii probei de material cu ajutorul micrometrelor 39, datele obtinute impreuna cu cele initiale centralizandu-se in tabelul 8.2.

Tabelul 8.2. Masuratori asupra grosimii probei de material δ [ mm]

M a r i m e a d1 d2 d3 d4 R e l a t i a

0 1 2 3 4 5

Grosimea

necorectata

initiala din Masurata

finala dfn Masurata

Eroare micrometru - ε + 0,04 + 0,24 + 0,04 + 0,05

86

Corectie ε -0,04 -0,24 -0,04 -0,05

Grosimea

corectata

initiala dic dictdint ε

finala dfc dfctdfnt ε


0 1 2 3 4 5

Grosimea medie initiala

corectata di [ mm ]

Grosimea medie finala

corectata df [ mm ]

Grosimea medie δ [ mm ]

8.4. Interpretarea rezultatelor

Dupa efectuarea masuratorilor se determina temperaturile medii corectate ale apei la intrare tw1m

si la iesire tw2m din placa superioara, respectiv temperaturile medii de intrare tk1m si de iesire tk2m

din placa inferioara, cu ajutorul relatiilor :

[ oC] , (8.2)

[ oC] (8.3)

[ oC] , (8.4)

[ oC] , (8.5)

87

unde: tw1i, tw2i, tk1i, tk2i sunt temperaturile apei la intrarea si iesirea din cele doua placi la intervalul de timp ι i , in oC ;

ε w1, ε w2, ε k1, ε k2 - corectiile termometrelor 6,7,8,9, care sunt prezentate in tabelul 8.3 ;

n - numarul de intervale de timp.

Diferenta de temperatura ∆ t se determina cu relatia :

[ oC ] , (8.6)

unde: twm, tkm sunt temperaturile medii ale apei in placa superioara respectiv in placa inferioara calculate ca medii aritmetice, dupa relatiile:

Tabelul 8.3. Corectiile termometrelor instalatiei, [ oC]

Temperatura

[ oC]

ε w1

( temp.tw1)

ε w2

(temp.tw2)

ε k1

(temp.tk1)

ε k2

(temp.tk2)

10 + 0,03 + 0,08

15 -0,04 + 0,07

20 + 0,04 + 0,03 + 0,03 + 0,02

25 + 0,08 0,00 + 0,03 + 0,03

30 + 0,05 + 0,05

35 + 0,05 + 0,02

. (8.7)

Pentru calcularea temperaturii medii a probei de material se foloseste relatia:

[ oC ] . (8.8)

Masuratorile si calculele asupra grosimii probei de material sunt prezentate in tabelul 8.2.

88

Densitatea fluxului termic care strabate proba de material se determina cu relatia :

[ W / m2 ] , (8.9)

unde: ∆ Ei reprezinta cantitatea de energie electrica consumata intre doua masuratori succesive, in kWh ;

∆ ι i - timpul dintre doua masuratori succesive, in h ;

Ki - factor de corectie dependent de treapta de incalzire reglata cu ajutorul cheii de actionare a reostatului, factor a carui valoare se da in tabelul 8.4.

Datorita faptului ca twm si tkm reprezinta temperaturile medii ale apei care scalda peretele interior al placilor si nu proba de material propriu-zisa, conductivitatea termica se calculeaza cu relatia corectata:

[ W / (m⋅ K ) ] , (8.10)

unde: Rt = 0,00186 m2⋅ K / W este constanta instalatiei.

Conductivitatea termica variaza cu temperatura, valoarea ei fiind corespunzatoare temperaturii medii tm.

Tabelul 8.4 Factorul de corectie Ki [ kWh / m2 div ]

Pozitia

reostatului

Ki Pozitia

reostatului

Ki Pozitia

reostatului

Ki

1 0,1249 5 0,5752 9 2,7063

2 0,1835 6 0,8328 10 3,8960

3 0,2629 7 1,2292 11 5,5544

4 0,3801 8 1,8468 12 8,0619

89

9. DETERMINAREA EXPONENTULUI ADIABATIC AL

GAZELOR PRIN METODA CLEMENT SI DESORMES


Principiul de determinare a exponentului adiabatic consta din realizarea unei succesiuni de transformari reversibile a unui gaz , stabilindu-se parametrii de stare in diferite stari de echilibru termodinamic. In cazul gazelor perfecte la care cp si cv nu depind de temperatura, exponentul adiabatic k are o valoare unica pentru un anumit gaz. In cazul gazelor reale caldurile specifice variind cu temperatura si presiunea, rezulta ca si exponentul adiabatic va fi functie de acesti parametri .

In cadrul prezentei lucrari agentul termodinamic este supus, mai intii, la o destindere adiabata (1-2) si apoi la o incalzire la volum constant (2-3), pana la temperatura initiala (fig.9.1).

90

Fig.9.1.Reprezentarea in

diagrama p-v a experimentului.

Masurand parametrii de stare p si T in cele trei puncte ale transformarilor, se poate scrie:

p1Vk1 = p2 Vk

2 (9.1)

p1 V1 = p3 V3 . (9.2)

Din relatiile (9.1) si (9.2) se obtine :

. (9.3)

9.2. Instalatia experimentala si mersul lucrarii

Cu ajutorul instalatiei experimentale prezentate in figura 9.2 se recurge la urmatorul mod de lucru pentru determinarea exponentului adiabatic al aerului, la starea mediului ambiant. Se verifica mai intai etanseitatile dispozitivului de masurare, facandu-se in incinta cu ajutorul ejectorului un vid partial, observabil prin denivelarea lichidului manometrului 4 cu h > 200 mm. Daca dupa inchiderea robinetului 6, indicatia manometrului ramane constanta, inseamna ca dispozitivul de masurare este etans. Se aduce apoi incinta la starea ambianta deschizind robinetele 5 si 6 si se asteapta realizarea echilibrului termodinamic: T1=To; h1 = 0; p1 = pb. Se noteaza valorile T1 si pb.

91

Fig.9.2. Instalatie pentru determinarea exponentului adiabatic k:

1. recipient (40 dm3); 2- izolatie;

3-termometru; 4- manometru"U";

5, 6- robinete; 7- ajutaj de golire;

8- difuzor; 9- camera de amestec;

10- conducta de golire.

Pentru destinderea adiabatica (1-2) se inchid robinetele 5 si 6, se alimenteaza cu aer comprimat ejectorul si cand functionarea lui s-a stabilizat se deschide cca 20-30 secunde robinetul 6, apoi se inchid brusc. Dupa realizarea echilibrului termodinamic se citeste indicatia manometrului 4. Deci p2 = pb - ρ H2O . g . h2 , in N / m2 , unde h2 este denivelarea lichidului manometrului 4, cum rezulta din desen.

In continuare se efectueaza incalzirea la volum constant a aerului ramas in recipientul 1, prin transfer de caldura de la mediul ambiant, prin indepartarea izolatiei termice. In acest timp robinetele 5 si 6 sunt inchise. In momentul in care termometrul 3 indica T3 = T1 se citeste la manometrul 4 indicatia acestuia. Deci p3 = pb - ρ H2O . g . h3 , in N / m2, unde h3 reprezinta denivelarea lichidului manometrului 4, la momentul respectiv.

9.3.Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Inlocuind valorile obtinute la masuratori, in relatia (9.3) se obtine:

; (9.4)

Tinand cont de dezvoltarea in serie a functiei logaritmice se obtine :

(9.5)

92

Repetand experimentul de n ori , se va calcula o valoare medie a exponentului adiabatic:

(9.6)

Valorile obtinute din masuratori si calcule se trec in tabelul 9.1 si se compara cu cele din tabelul 9.2.

Tabelul 9.1 Valori masurate si calculate.

Nr.

crt.

Parametrul

citit

Simbol

U.M.

V a l o a r e a Valoarea

medie

1. Depresiunea initiala la sfarsitul vacuumarii adiabate

h2

[ mm]

2. Depresiunea finala la finele incalzirii

izocore

h3

[ mm]

3. Temperatura initiala

in recipient

T1

[ K ]

4. Temperatura

finala in recipient

T2

[ K ]

5. Exponentul adiabatic

k [ -] km=

Tabelul 9.2 Exponentul adiabatic k = k ( t,p ) pentru aer,

calculat cu ecuatia de stare Beattie-Bridgemann

t

[oC]

p [Mpa]

0,1 1 2 5 10 15 20

-40 1,402 1,415 1,432 1,503 1,697 1,966

-20 1,402 1,415 1,431 1,496 1,653 1,859 2,086

93

0 1,402 1,415 1,431 1,492 1,629 1,759 1,980

20 1,402 1,415 1,431 1,485 1,604 1,746 1,901

40 1,401 1,413 1,428 1,479 1,585 1,709 1,843

60 1,399 1,411 1,426 1,474 1,570 1,680 1,798

80 1,397 1,409 1,423 1,469 1,558 1,657 1,762

100 1,396 1,407 1,420 1,464 1,546 1,637 1,733

150 1,391 1,402 1,414 1,453 1,524 1,599 1,677

10. DETERMINAREA COEFICIENTULUI DE CONVECTIE TERMICA LA UN FASCICUL DE TEVI

94


Propagarea caldurii prin convectie reprezinta un proces complex de transmitere a caldurii, proces care are loc intre un fluid aflat in miscare si un corp solid. Pentru exprimarea fluxului de caldura care se transmite se utilizeaza relatia lui Newton :

= α ⋅ A⋅ ( tf - tp ) [ W ] (10.1)

in care:

reprezinta fluxul de caldura transmis, in W ;

tf - temperatura medie a fluidului care scalda suprafata corpului

solid, in oC ;

tp - temperatura medie a suprafetei corpului, in oC ;

A - aria suprafetei de contact dintre fluid si corpul solid, in m2 ;

α - coeficientul de convectie termica, in W / (m2⋅ K) .

Dintre marimile care intra in alcatuirea relatiei lui Newton, determinarea coeficientului de convectie termica α prezinta dificultatile cele mai mari, intrucat acesta depinde de o serie de factori printre care: viteza de miscare a fluidului, temperatura fluidului si a peretelui corpului solid, conductivitatea termica a stratului limita de fluid, caldura specifica a fluidului, masa specifica a fluidului, viscozitatea fluidului, forma si dimensiunile suprafetei de contact, etc. Din aceasta cauza, pentru determinarea coeficientului de convectie termica α , nu se folosesc relatii analitice ci relatii deduse cu ajutorul teoriei similitudinii. Aceasta teorie permite utilizarea relatiilor obtinute pe model la fenomenul asemenea cu modelul, relatii in care intervin ca variabile marimi independente de unitatile de masura, numite invarianti sau criterii de similitudine.

Astfel, pentru anumite cazuri practice, particulare, s-au determinat relatiile criteriale care guverneaza fenomenele respective .

Schimbul de caldura intre un agent primar si un altul secundar prin intermediul unui fascicul de tevi este un caz de transmitere a caldurii des utilizat in practica industriala. In proiectarea si verificarea schimbatoarelor de caldura care folosesc astfel de fascicule de tevi, una dintre marimile principale care trebuie determinate este coeficientul de convectie termica α de la tevile fasciculului la agentul secundar, coeficient ce intra in alcatuirea relatiei coeficientului global de schimb de caldura k.

95

Determinarea in acest caz a coeficientului de convectie termica mediu, se efectueaza utilizand relatia criteriala:

Nu = 0,32 ⋅ C ⋅ Re0,61⋅ Pr0,31 , (10.2)

in care:

Nu este criteriul de similitudine Nusselt care caracterizeaza schimbul de caldura prin convectie;

C - coeficient a carui valoare se da in figura 10.3;

Re - criteriul de similitudine Reynolds;

Pr - criteriul de similitudine Prandtl.

10.2. Descrierea instalatiei

Instalatia experimentala pentru determinarea coeficientului mediu de transmitere a caldurii prin convectie termica de la tevile unui fascicul la agentul secundar, aerul, este prezentata in figura 10.1.

Fig.10.1. Instalatia

pentru determinarea

coeficientului de

convectie termica.

Instalatia se compune dintr-un ventilator centrifugal 2 antrenat de un motor electric 1, care aspira aerul din mediul inconjurator si il refuleaza in rezervorul tampon 3. Din rezervorul tampon aerul trece mai departe intr-un canal paralelipipedic 4, care in tronsonul din mijloc are montat un fascicul de tevi 13, compus din tevi cu diametrul exterior de = 22 mm si de lungime

1 = 250 mm. Dispozitia tevilor in fascicul este in esichier, valorile pasurilor transversale si longitudinale, precum si dimensiunile canalului, fiind date in figura 10.2.

96

Fig.10.2.Parametrii geometrici

ai fasciculului de tevi.

Agentul primar, cu circulatie intratubulara este inlocuit in instalatie cu rezistente electrice, introduse in interiorul tevilor si legate la reteaua de energie electrica prin intermediul unor borne 11.

Temperatura determinanta, utilizata in stabilirea marimilor care intra in componenta criteriilor de similitudine Nu, Re si Pr, este temperatura medie din fascicul. Pentru masurarea acestui parametru se folosesc termistoare plasate in apropierea tevilor, temperatura fiind masurata cu un termometru electronic 8, prin comutarea aparatului pe fiecare punct de masurare.

Pentru determinarea vitezei de circulatie a aerului inainte de fasciculul de tevi, se utilizeaza tubul Pitot 7 cuplat cu micromanometrul 5. Folosindu-se relatia :

, (10.3)

se obtine:

, (10.4)

in care:

pd este presiunea dinamica a aerului inainte de fasciculul de tevi,

in N / m2;

w - viteza aerului inainte de fasciculul de tevi, in m / s ;

ρ - masa specifica a aerului inainte de faciculul de tevi, in kg/m3.

Pentru determinarea masei specifice a aerului ρ se utilizeaza relatia:

97

, (10.5)

unde:

ρ o este masa specifica a aerului in conditii normale, in kg / m3N ,

ρ o = 1,2928 kg / m3N ;

To - temperatura la starea normala, in K , To = 273 K ;

Ta = ta + 273 - temperatura aerului inainte de fasciculul de tevi, in K;

po - presiunea aerului la starea normala, in N / m2 ,

po = 101325 N / m2 ;

- presiunea statica a aerului inainte de fasciculul de tevi, in N/m2;

pb - presiunea barometrica, in N / m2 .

Instalatia mai este prevazuta cu doua termometre cu lichid 9 si 12 pentru masurarea temperaturii aerului inainte si dupa fasciculul de tevi, precum si cu racordurile 6 si 10 pentru prelevarea

presiunilor statice

inainte de fasciculul de tevi si in sectiunea minima de trecere a aerului prin fascicul.

Fig.10.3. Dependenta

coeficientului C de

regimul de curgere.

98


Dupa verificarea instalatiei se pune sub tensiune motorul 1 care antreneaza ventilatorul 2 si asigura circulatia unui debit de aer prin instalatie. Cu ajutorul clapetei 4 se stabileste un anumit regim de curgere al aerului. In continuare, se pun sub tensiune rezistentele electrice din tevile fasciculului. Pentru prevenirea accidentelor este obligatoriu ca manevrele sa se efectueze in ordinea amintita mai sus. Dupa stabilirea unui regim stationar de transfer de caldura se noteaza

presiunea dinamica a aerului inainte de fasciculul de tevi pd, presiunile statice si , temperatura ta a aerului inainte de fascicul, temperaturile aerului in fascicul ti si presiunea barometrica pb.


Debitul masic de aer, care este vehiculat prin instalatie si care este acelasi atat inainte de fasciculul de tevi cat si in sectiunea minima de trecere a aerului prin fascicul, este dat de relatia:

[ kg/s] , (10.6)

in care:

A este aria sectiunii transversale a canalului, in m2 ,

A = L⋅ l = 0,23 ⋅ 0,25 = 0,0575 m2;

Amin - aria sectiunii minime de trecere a aerului prin fascicul, in m2.

Din figura 10.2 rezulta:

Amin = L⋅ l - n⋅ de⋅ l = 0,23 ⋅ 0,25 – 3 ⋅ 0,022 ⋅ 0,25 = 0,041 m2, unde n este numarul de tevi din sectiunea transversala prin fascicul ;

wmin - viteza aerului in sectiunea minima de trecere a aerului prin

fascicul, in m / s ;

Tam - temperatura medie a aerului din fascicul, masurata cu

ajutorul termistoarelor, in K .

Din relatia precedenta se determina viteza aerului in sectiunea minima de trecere prin fascicul:

99

[ m/s] . (10.7)

Criteriile de similitudine Re si Pr precum si conductivitatea termica λ care intra in componenta criteriului Nu, se determina pentru temperatura medie a fluidului, marimea caracteristica fiind diametrul exterior al unei tevi din fascicul. Viteza se considera cea care se refera la suprafata minima de trecere a aerului prin fascicul, folosindu-se in acest sens relatiile:

, (10.8)

, (10.9)

in care:

ν este vascozitatea cinematica a aerului, in m2 / s . Valorile lui ν si

λ se dau in tabelul 10.1 in functie de temperatura.

Tabelul 10.1 Proprietatile fizice ale aerului uscat la presiunea starii normale fizice

t

ioC]

λ ⋅ 102

iW/(m⋅ K)]

ν ⋅ 106

im2/s]

Pr t

ioC]

λ ⋅ 102

iW/(m⋅ K)]

ν ⋅ 106

im2/s]

Pr

-150 1,163 3,08 0,760 180 3,722 32,29 0,690

-100 1,605 5,95 0,740 200 3,861 34,63 0,685

- 50 2,035 9,55 0,725 250 4,210 41,17 0,680

0 2,431 13,30 0,715 300 4,536 47,85 0,680

20 2,570 15,11 0,713 350 4,800 55,05 0,680

40 2,710 16,97 0,711 400 5,152 62,53 0,680

60 2,849 18,90 0,709 450 5,431 70,54 0,685

80 2,989 20,94 0,708 500 5,582 78,48 0,690

100 3,140 23,06 0,703 600 6,222 95,57 0,690

100

120 3,280 25,23 0,700 700 6,665 113,7 0,700

140 3,382 27,55 0,695 800 7,059 132,8 0,725

160 3,582 29,85 0,690 900 7,408 152,5 0,725

Marimile masurate precum si cele calculate se centralizeaza in tabelul 10.2.


Nr. M a r i m e a Simbol U.M. V a l o a r e a

crt. 1 2 3

1 Presiunea dinamica pd N/m2

2 Presiunea statica a aerului inainte de fascicul

N/m2

3 Presiunea statica a aerului din fascicul

N/m2

4 Temperatura aerului

inainte de fascicul

Ta K

5 Temperatura medie a

aerului in fascicul

Tam K

6 Presiunea barometrica pb N/m2

7 Masa specifica a aerului inainte de fascicul

ρ kg/m3

8 Viteza aerului inainte de fascicul

w m/s

9 Viteza aerului in sectiunea minima din fascicul

wmin m/s

10 Viscozitatea cinematica ν m2/s

101

a aerului

11 Conductivitatea termica a aerului

λ W/(m⋅ K)

12 Criteriul Prandtl Pr -

13 Coeficient C -

14 Criteriul Reynolds Re -

15 Criteriul Nusselt Nu -

16 Coeficientul de convectie termica

α W/(m2⋅ K)

11. DETERMINAREA COEFICIENTULUI GLOBAL DE

TRANSFER TERMIC SI A CONDUCTIVITATII TERMICE

ECHIVALENTE LA UN CUPTOR INCALZIT ELECTRIC


Necesitatea cunoasterii coeficientului global de transfer termic k si a conductivitatii termice echivalente λ e se impune in multe domenii ale tehnicii si in special in cazul izolatiilor termice,

102

schimbul de caldura dintre partile componente ale diverselor instalatii si mediul inconjurator constituind o problema deosebit de importanta.

Schimbul global de caldura are loc intre doua fluide despartite printr-un perete (fig.11.1), si este realizat din succesiunea transferului termic prin convectie si radiatie intre fluidul 1 de

temperatura > si suprafata B a peretelui de temperatura , conductia termica prin peretele neomogen (format din straturile de grosime δ 1, δ 2,..., δ n avand conductivitatile termice λ 1, λ 2,..., λ n), si transferul termic prin convectie si radiatie de la suprafata C a

peretelui de temperatura la fluidul 2, avand temperatura < .

Fig.11.1.Distributia temperaturii

intre fluide despartite

printr-un perete plan

neomogen.

Fluxul de caldura reprezinta cantitatea de caldura transmisa in unitatea de timp si se exprima in W. Densitatea fluxului de caldura q este fluxul termic transmis pe unitatea de suprafata:

[ W/m2] , (11.1)

unde: A reprezinta aria suprafetei de schimb de caldura, in m2.

In cadrul schimbului global de caldura, aportul radiatiei termice la transmiterea caldurii se ia in considerare prin coeficientul de transfer termic

de suprafata prin radiatie α rad, rezultand valoarea coeficientului de transfer termic de suprafata α :

α = α conv + α rad [W / (m2⋅ K)], (11.2)

unde: α conv este coeficientul de convectie termica, in W / (m2⋅ K) .

103

In acest fel, transferul de caldura prin convectie si radiatie intre fluidul 1 si peretele B, respectiv intre peretele C si fluidul 2, se inlocuieste cu un transfer de caldura de suprafata.

Avand in vedere cele de mai sus, transferul de caldura dintre fluidul 1 si suprafata B a peretelui, se poate exprima cu ajutorul legii lui Newton :

[W] , (11.3)

unde: α l este coeficientul de transfer termic de suprafata de la fluidul l la

perete, in W / (m2⋅ K) ;

Din relatia (11.3) rezulta:

[ ° C] . (11.4)

Pe baza legii lui Fourier, fluxul de caldura transmis prin primul strat al peretelui este dat de relatia:

(11.5)

unde: λ 1 este conductivitatea termica a primului strat, in W / (m⋅ K) .

Diferenta de temperatura pe stratul de grosime δ 1 a peretelui se obtine din relatia (11.5):

[ ° C] . (11.6)

In mod analog , rezulta:

[ ° C] , (11.7)

……………………….

[ ° C] . (11.8)

104

Prin asemanare cu relatia (11.4) se exprima diferenta dintre temperatura suprafetei C si temperatura fluidului 2:

[ ° C] . (11.9)

Considerand procesul de transmitere a caldurii stationar, adica = 1 = 2 = . . . = =

= , si adunand relatiile (11.4), (11.6) ÷ (11.9), rezulta:

[ ° C] . (11.10)

Din relatia (11.10) rezulta:

[ W] ,(11.11)

unde: [W / (m2K) ] , (11.12)

si se numeste coeficient global de transfer termic.

Daca se considera numai procesul de transmitere a caldurii prin conductie in interiorul peretelui, din insumarea relatiilor (11.6) ÷ (11.8), rezulta:

[ oC ] , (11.13)

de unde:

[W] (11.14)

105

unde: [W / (m.K) ] , (11.15)

si reprezinta conductivitatea termica echivalenta a peretelui, δ fiind grosimea totala a peretelui, in m .

12.2. Descrierea aparaturii si mersul lucrarii

Scopul lucrarii este determinarea coeficientului global de transfer

termic si a conductivitatii termice echivalente a unui cuptor incalzit electric. Instalatia experimentala (fig.11.2) se compune din cuptorul electric 1 incalzit prin intermediul barelor de silita 2 si aparatura de reglare si masurare a temperaturii din cuptor.

Fluxul de caldura ce ia nastere in cuptor se regleaza cu ajutorul reostatului 10.

Temperatura din interiorul cuptorului se masoara cu un termocuplu 4, prin intermediul milivoltmetrului 14. Temperatura suprafetelor exterioare ale cuptorului se determina cu ajutorul unui termometru cu rezistenta din cupru 5 cuplat cu un logometru 12 si a trei termometre cu rezistenta din platina 3 cuplate cu un logometru indicator-inregistrator 6 plasat pe stativul 8. Dimensiunile cuptorului sunt date in figura 11.2.

Lucrarea se efectueaza dupa ce cuptorul a ajuns in stare de echilibru termic. In acest scop, intrucat inertia termica este destul de mare, incalzirea cuptorului incepe cu cateva ore inainte, prin actionarea intrerupatoarelor 7 si 15.

Dupa obtinerea regimului stationar de transfer de caldura, se determina consumul de energie electrica prin masurarea intensitatii I si a tensiunii U a curentului electric cu ajutorul ampermetrului 16 si a voltmetrul 13 plasate pe panoul 9. Se determina de asemenea temperatura tc a mediului din cuptor cu ajutorul pirometrului termoelectric 4 si indicata de milivoltmetrul 14. Se masoara in continuare temperatura suprafetelor exterioare ale cuptorului cu ajutorul celor trei termorezistente 3, temperaturi indicate de logometrul 6, si a termorezistentei 5, temperatura

106

indicata de logometrul 12.

Media acestor masuratori va reprezenta temperatura exterioara a peretelui cuptorului te.


Rezultatele masuratorilor si marimile obtinute prin calcul se centralizeaza in tabelul 11.1.

Coeficientul global de transfer termic k se calculeaza cu relatia (11.11) care, prin transformare si adaptarea notatiilor de mai sus, devine:

[ W / (m2 K )] , (11.16)

Tabelul 11.1 Rezultatele masuratorilor si a calculelor

Nr.

crt.

U

[V]

I

[A][W]

tc

[oC]

te

[oC]

ta

[oC]

Am

[m2]

k

[W/(m2⋅ K)]

λ e

[W/(m⋅ K)]

Obs

1.

107

2.

3.

Me-dia

unde: este fluxul de caldura determinat cu relatia:

= 0,85⋅ U⋅ I [W], (11.17)

U - tensiunea curentului electric, in V;

I - intensitatea curentului electric, in A;

tc - temperatura indicata de termocuplu, in oC;

ta - temperatura mediului ambiant, in oC;

Am-aria suprafetei medii de transfer de caldura care, avand in vedere

forma si dimensiunile cuptorului, se calculeaza cu expresia :

[m2 ] , (11.18)

unde: Ai este aria suprafetei interioare a cuptorului, in m2;

δ - grosimea peretilor; se poate adopta δ = 0,120 m;

yi – suma muchiilor interioare ale cuptorului; ∑ yi = 0,175 m.

Conductivitatea termica echivalenta rezulta din relatia (11.14) in care s-a tinut seama de notatiile de mai sus si in ipoteza ca α 1 = ∞ :

[ W / (m⋅ K)] (11.19)

unde , δ , Am si tc au semnificatia de mai sus, iar te este temperatura medie a suprafetelor exterioare ale cuptorului.

108

Partea scrisa a lucrarii va cuprinde o succinta descriere a instalatiei experimentale folosite, tabelul cu rezultatele masuratorilor si a calculelor precum si o analiza a factorilor care influenteaza coeficientul global de transfer termic precum si conductivitatea termica echivalenta.

109

12. ANALIZA COMPOZITIEI CHIMICE A GAZELOR

ARSE


Pentru a asigura o ardere economica, se utilizeaza sisteme de control ale arderii, asa-numitele analizoare de gaze, cu ajutorul carora se verifica calitatea proceselor de ardere, raportul dintre aer si combustibil etc.,in scopul imbunatatirii randamentului arderii.

Arderea poate avea loc intr-o atmosfera reducatoare sau oxidanta in functie de cerintele procesului tehnologic pe care-l deserveste. Continutul de oxigen din gazele arse este in mod practic independent de varietatea sorturilor de combustibil. In figura 12.1 se reprezinta dependenta continutului de oxigen si bioxid de carbon in functie de coeficientul excesului de aer λ .

Fig.12.1.Dependenta continu-

tului de O2 si CO2 in functie

de coeficientul excesului de

aer λ , pentru diferiti combus-

tibili.

Astfel, pentru reglarea arderii in atmosfera oxidanta se determina continutul de 02 din gazele arse. Determinarea continutului de oxigen este mai avantajoasa decat a C02 , deoarece o valoare mica a procentului de C02 poate avea atat semnificatia unei lipse de aer cat si a unui exces de aer, iar C02 este influentat sensibil de compozitia chimica a combustibilului.

In cazul instalatiilor termice care necesita o atmosfera reducatoare (λ < 1), este necesara masurarea a doi parametri: continutul de oxid de carbon si hidrogen din gazele arse.

Pentru ca un anumit component din gazele arse sa fie analizat, acesta trebuie sa aiba o anumita insusire specifica, de natura chimica sau fizica prin care se deosebeste de ceilalti componenti.

110

Proprietatile chimice constau in absorbtia componentilor in diferiti reactivi chimici.

12.2. Analiza chimica a gazelor arse

In figura 12.2 este redata schema de principiu a unui aparat pentru analiza chimica a gazelor arse de tip V.T.I.-2 (sau Orsat) cu ardere suplimentara.

Fig.12.2. Schema analizorului de gaze arse de tip V.T.I.-2: 1,2,3,5,6-

vase de absortie prin barbotare; 4- vas de absortie prin suprafata; 7,8-biurete; 9- cuptor electric de incalzire; 10- autotransformator; 11- sticla de nivel; 12- manometru.

Absorbtia bioxidului de carbon se face in vasele 1 si 2, hidrocarburile nesaturate ( Cn Hm ) in vasul 3, iar oxigenul in vasul 4.

Reactivii utilizati sunt:

- hidroxidul de potasiu (KOH), pentru absorbtia bioxidului de carbon si de sulf;

-solutia de bromura de potasiu (KBr), pentru absorbtia hidrocarburilor nesaturate (CnHm);

-solutia alcalina de pirogalol C6H3 (OH)3 pentru absorbtia oxigenului. Solutia de hidroxid de potasiu (KOH) se obtine prin dizolvarea a 200 g KOH in 400 cm3 H2O.

In vasul de absorbtie are loc reactia:

CO2 + 2 KOH = CO3K2 + H2O. (12.1) Solutia de bromura de potasiu (KBr) este formata din 20 % bromura de potasiu in apa.

Absorbtia hidrocarburilor nesaturate poate fi realizata si intr-o solutie de acid sulfuric fumas (acid sulfuric concentrat care contine in solutie trioxid de sulf liber).

111

Solutia alcalina de pirogalol se obtine prin dizolvarea a 180 g KOH in 300 cm3 apa distilata la care se adauga 15 g pirogalol (acid pirogalic) in 50 cm3 apa. In vasul de absorbtie are loc reactia:

(12.2)

Pentru determinarea componentelor CO, H2 si CH4 din gazele arse, se procedeaza la arderea lor in cuptorul electric. La temperatura de 270. . . 290 oC ard componentii CO si H2, prin trecerea probei de gaz din biureta de masurare in cuptor prin serpentina, spre vasul tampon 6 si inapoi in biureta, de unde din nou se va analiza produsul final de ardere CO2. Arderea are loc datorita reducerii oxidului de cupru CuO care se gaseste in serpentina cuptorului, dupa reactiile:

(12.3)

si

Prin micsorarea volumului amestecului se determina cantitatea de H2 apoi trecand proba ramasa de 5. . . 6 ori in vasul 2 pentru absorbtia CO2 format, se determina continutul de CO.

Pentru determinarea continutului de gaz metan se ridica temperatura in cuptorul electric pana la 850 . . . 900 oC si se trece proba de gaz prin serpentina incandescenta a cuptorului, unde are loc reactia:

CH4+ 202 = CO2 + 2H2O (12.4)

Cantitatea de CH4 se determina prin micsorarea volumului amestecului in urma absorbtiei CO2 in vasul 2. Proba de gaz ramasa se trece in vasul 4 pentru absorbtia CO2 care s-a degajat din oxidul de cupru.

Continutul de azot se determina dupa relatia:

N = 100 - ( CO2 + O2 + CO + H2 + CH4 + CnHm). (12.5)

12.3. Analiza automata a compozitiei gazelor arse

Analiza automata a compozitiei gazelor arse se realizeaza cu ajutorul unor analizoare de gaze ca de exemplu analizorul GACOLoy productie RFG-model 1990, sau de tip BACHARACH sau alte modele, care se bazeaza pe proprietatile electrice ale diferitelor gaze componente ale amestecului de gaze arse, ca de exemplu rezistivitatea electrica. Analizorul GACOLoy afiseaza de exemplu urmatoarele date:

112

* G A C O - SN *

Combustibil

Gaz natural 11,9 %

Data:

Ora:

T. amb oC

T. gaz oC

O2 %

CO PPM (parti pe milion)

CO mg / Nm3

CO2 %

SO2 PPM

SO2 mg / Nm3

NO PPM

NO exprimat in NO2

NO mg / Nm3

Eta % (η )

Lambda - (λ )

Schema unui astfel de tip de aparat de analiza automata a gazelor arse este prezentat in figura 12.3.

113

Fig.12.3. Schema unui aparat de analiza automata a gazelor arse.


Indiferent pe ce cale se face analiza gazelor arse, pe cale chimica cu analizor Orsat sau pe cale automata, trebuie sa fie urmata de o verificare a acesteia pe cale grafica (prin intermediul triunghiurilor de ardere).

In figurile 12.4 si 12.5 sunt prezentate triunghiurile de ardere dupa Ostwald pentru gaz metan si pentru combustibil lichid usor (de calorifer) STAS 54-70. (Datorita variatiei compozitiei chimice elementare de la un combustibil la altul, triunghiul de ardere dupa Ostwald, sau dupa Gibbs, este valabil numai pentru combustibilul a carui compozitie chimica elementara este cunoscuta si pentru care s-a construit triunghiul de ardere respectiv).

In figura 12.6 este prezentat triunghiul de ardere pentru acelasi gaz metan, dupa Gibbs.

Spre deosebire de diagrama Gibbs, triunghiul de ardere dupa Ostwald prezinta avantajul ca permite determinarea imediata a coeficientului excesului de aer λ .

De asemenea utilizarea triunghiului de ardere fie dupa Ostwald fie dupa Gibbs, mai prezinta posibilitatea determinarii directe pe cale grafica a unui al treilea component, cunoscand in prealabil prin analiza chimica, pe ceilalti doi componenti din gazele arse ( de exemplu, cunoscand procentul de CO2 si O2 , pe baza analizei chimice, procentul de CO poate fi determinat pe cale grafica).

In cazul arderii complete cand rezulta numai CO2 si O2, punctul reprezentativ F, cade pe dreapta AB (pentru triunghiul de ardere dupa Ostwald) si pe dreapta BC (pentru triunghiul de ardere dupa Gibbs).

114

Fig.12.4. Triunghiul de ardere dupa Ostwald pentru gaz metan.

Pentru arderea incompleta cand rezulta CO2, O2 si CO, se duce o paralela la OA pentru valoarea lui O2 determinata in % si o paralela la OB pentru valoarea lui CO2 determinata in %, la intersectia lor rezultand punctul reprezentativ F (pentru triunghiul de ardere dupa Ostwald) sau, ducand o paralela la AC pentru valoarea lui CO2 determinata in % si o paralela la AB pentru valoarea lui O2 determinata in %, se obtine punctul F in triunghiul de ardere dupa Gibbs.

Analiza este corecta, numai cand punctul F cade in interiorul triunghiului pentru arderea incompleta si pe latura AB (Ostwald), respectiv BC (Gibbs), pentru arderea completa.

Exemplu: prin analiza chimica a gazelor arse rezultate din arderea gazului metan s-a obtinut : 7 % CO2 si 6 % O2, din triunghiul de ardere dupa Ostwald (fig.12.4) rezulta punctul F cu λ = 1,12 si CO = 6,7 %. Aceeasi situatie se obtine si la triunghiul de ardere dupa Gibbs (fig.12.6).

In cazul arderii incomplete, din analiza chimica a gazelor arse si a cantitatii de funingine rezultata din arderea incompleta a carbonului, se poate determina randamentul arderii η a, cu relatia:

115

Fig.12.5. Triunghiul de ardere dupa Ostwald pentru combustibil lichid usor.

[%], (12.6)

in care: Qi este puterea caldura de ardere inferioara a combustibilului, in kJ / kg sau in kJ / m3N,

iar Qpachin este caldura pierduta prin arderea incompleta a combustibilului. Qpachin se determina cu relatia:

[kJ / kg.cb.] sau [kJ / m3N.cb.] (12.7)

116

Fig.12.6. Triunghiul de ardere

pentru gaz metan dupa Gibbs.

unde: Vg reprezinta volumul total de gaze arse rezultate din arderea a 1 kg sau 1 m3N de

combustibil in m3N / kg sau m3

N / m3N.cb; rCO, rH2, rCH4-participatiile volumice ale CO, H2 si CH4

in gazele arse, in %; QiCO = 12.642 kJ / m3N; QiH2 = 10.760 kJ / m3

N; QiCH4= 35.583 kJ / m3N si QiC

= 34.332 kJ / kg reprezinta caldura de ardere inferioara pentru CO, H2, CH4 si a carbonului nears sub forma de funingine (grafit) ; µ f- continutul de funingine in g / m3

N gaze arse ( pentru determinarea lui µ f, vezi lucrarea 14).

Volumul aproximativ de gaze arse, Vg, pentru gazul metan se determina cu relatia:

(12.8)

unde: 9,45 reprezinta Lo (aerul minim necesar arderii teoretice a un m3N de gaz metan) in m3

N gaz metan; iar λ este coeficientul excesului de aer, care pentru gaz metan se determina cu relatia aproximativa:

[ -] , (12.9)

relatie care este riguros valabila numai in cazul arderii complete.

Nota: se recomanda pentru gazele naturale η a = 98,5 . . . 99,5 %; pentru combustibili lichizi η a = 0,97 . . . 0,99 % ; iar pentru combustibili solizi sub forma de praf, η a = 0,95 . . . 0,99 %.

Rezultatele masuratorilor se trec in tabelul 12.1.


(Combustibilul utilizat: gaz metan , Qi = 35583 kJ / m3N).

117

Nr.

crt.

Marimea masurata

sau calculata

Simbol U.M. Determinarea Obs.

1 2 3

1. Presiunea barometrica pb bar

2. Temperatura ambianta tcoC

3. CO2 - %

4. O2 - %

5. CO - %

6. H2 - %

7. N2 - %

8. Continutul de

funingine

µ f g/m3N daca este

cazul

9. Coeficientul excesului

de aer

λ -

10. Volumul total al gaze-

lor arse

Vg m3N/m3

N

11. Caldura pierduta prin

arderea chimica in-

completa

|pachin kJ/

m3N.cb

12. Randamentul arderii η a %

Observatii: Asa cum s-a mai aratat, analiza chimica a gazelor arse se poate face cu aparate de tip "Orsat" sau V.T.I.-2 (modelul prezentat in prezenta lucrare) sau cu analizoare chimice rapide de tip "Bacharach", GACOLoy sau altele.

De asemenea, analiza gazelor arse se poate efectua pe cale cromatografica sau electrica (utilizand diferite proprietati fizice ale gazelor componente) sau pe alte cai, utilizand metode automate sau semiautomate cu aparate inregistratoare sau indicatoare etc.

Indiferent prin care metoda se obtine analiza componentilor gazelor arse, aceste rezultate sunt utilizate pentru conducerea rationala (optima) a proceselor de ardere si pentru arderea cit mai economica a combustibililor clasici, utilizati in diferite procese energo-tehnologice. Pentru mai multe detalii a se consulta bibliografia [ 1] , [ 6] , [ 7] .

118

13. BILANTUL TERMIC AL SCHIMBATOARELOR

DE CALDURA


Schimbatoarele de caldura sunt aparatele termice in care are loc transferul de caldura de la un agent termic primar la un agent termic secundar. Energia termica a agentului secundar este aceea care se utilizeaza in diferite scopuri tehnologice, de incalzire etc. Schimbatoarele de caldura sunt aparate termice de forme constructive si functionale foarte diversificate. In figura 13.1 este reprezentat un schimbator de caldura vapori-lichid (de tip condensator), in figura 13.2, un schimbator de caldura lichid-lichid (de tip Boiler), iar in figura 13.3 un schimbator de caldura cu placi lichid-lichid.

Fig.13.1. Schema unui schimbator

de caldura de tip vapori-lichid.

Fig.13.2. Schema unui schimbator de caldura de tip lichid-lichid.

In ultimul timp, schimbatoarele de caldura cu placi sunt utilizate tot mai mult, datorita eficientei crescute a transferului de caldura si a compactitatii (dimensiuni de gabarit cu mult mai reduse pentru un acelasi flux de caldura transferat). In figura 13.3 la detaliul "mod de etansare intre placi", prezenta bilelor pe locurile fara garnituri, permite evitarea expulzarii garniturilor in cazul unei presiuni ridicate intre placi.

119

Fig.13.3. Schimbator de caldura cu placi (schema): 1- suruburi de fixare; 2- conducta pentru agentul primar; 3- garnituri; 4- placi nervurate; 5- placa de fixare anterioara si posterioara; 6- conducta pentru agentul secundar.

13.2. Calculul termic al schimbatoarelor de caldura

Prin efectuarea unui bilant termic real al unui schimbator de caldura se urmareste determinarea randamentului termic al acestuia. In cazul in care acesta nu este corespunzator, se impune luarea unor masuri de imbunatatire.

Ecuatia generala a bilantului termic este:

[ W ] , (13.1)

unde: este fluxul de caldura cedat de agentul termic primar; - fluxul de caldura primit de

agentul termic secundar, iar - fluxul de caldura pierdut in mediul ambiant prin convectia si radiatia termica a suprafetei exterioare a aparatului, in W. Randamentul termic este:

[ % ] . (13.2)

Pentru determinarea fluxurilor de caldura ale agentilor termici, se considera cazul unui schimbator de caldura de suprafata, cu schimbarea starii de agregare a agentului termic primar, de la abur saturat la lichid, agentul termic secundar fiind apa (fig.13.4).

120

Fig.13.4. Evolutia temperaturii agentilor termici.

Astfel consideram ca agentul termic primar 1, trece in acelasi aparat, din starea de vapori saturati uscati (1) in starea de lichid (4) (fig.13.4,a.), in portiunea (1,2-3), functionand in regim de condensare, iar in portiunea (3-4) in regim de racire la p = ct.. Agentul secundar 2, din starea initiala caracterizata prin temperatura t’2 trece in starea finala caracterizata prin temperatura t"2

(fig.13.4,b.). Notam cu indice (1) agentul primar si cu indice (2) agentul secundar.

[W ] , (13.3)

[W], (13.4)

in care: Dm1, Dm2 sunt debitele masice ale celor doua fluide, in kg/s; lc- caldura latenta de condensare, in kJ/kg; hi- entalpiile specifice ale agentilor termici in punctele considerate, la

temperaturile prezentate in fig.13.4.,in kJ/kg ; ti- temperatura in punctele respective, in oC; caldura specifica la presiune constanta a apei, in kJ/(kg.K).

Din relatiile (13.3) si (13.4) rezulta ca fluxurile termice ale celor doi agenti termici pot fi determinate fie cunoscand entalpiile acestora in punctele considerate, fie cunoscand caldurile masice medii si temperatura in punctele corespunzatoare.

Un caz mai interesant il reprezinta situatia in care agentul primar 1 este la intrarea in aparat, sub forma de vapori saturati umezi cu titlul x1< l (fig.13.4,a), notat cu punctul M.

In aceasta situatie este necesar sa se determine titlul x1 (acest lucru face obiectul lucrari de laborator nr.5). Pentru aceasta situatie vom avea :

[W]

(13.5)

121

De asemenea, este necesar ca masuratorile de debit si de temperatura ale agentilor termici sa fie facute cu maximum de precizie, pentru ca in caz contrar, rezultatele pot fi eronate. In conditia in

care aceste masuratori sunt efectuate cu maximum de precizie se poate determina termenul pma.

Fluxul de caldura pierdut in mediul ambiant, pma, mai poate fi determinat si pe cale analitico-experimentala cu ajutorul relatiei:

[ W] , (13.6) unde: α este coeficientul de transfer termic de suprafata, in W/(m2.K); Se - aria suprafetei exterioare a aparatului, in m2; tp, tamb- temperatura medie a suprafetei exterioare a aparatului si respectiv a mediului ambiant, in oC.

Coeficientul de transfer termic de suprafata, in cazul convectiei libere se determina cu relatia:

[W /(m2

.K)] (13.7)

Deci, α se determina in functie de tp si tamb cu relatia (13.7), unde 2,8 si 4,8 sunt coeficienti stabiliti pentru un schimbator de caldura avand mantaua exterioara cilindrica izolata termic. (In

conditiile unei izolatii perfecte ≅ O ).

Fluxul de caldura mai poate fi determinat si cu relatia:

= k.A. ∆ tm, [W] , (13.8)

122

in care : k este coeficientul global de transmitere a caldurii de la fluidul 1 la fluidul 2 prin peretii despartitori respectivi, in W/ (m2.K); A - aria suprafetei de transfer de caldura a aparatului, in m2; ∆ tm - diferenta medie logaritmica de temperatura dintre cei doi agenti termici, in oC .

De fapt o verificare corecta a unui schimbator de caldura se face prin determinarea cit mai precisa a coeficientului de schimb de caldura, k.

Diferenta medie logaritmica de temperatura in cazul circulatiei agentilor termici in echicurent sau contracurent, se determina cu relatia:

[oC], (13.9)

unde: ∆ tmax si ∆ tmin sunt diferentele de temperatura maxima si respectiv minima, dintre agentii termici la intrarea si iesirea din aparat (fig.13.5a,b.).

Pentru schimbatoarele de caldura, de exemplu in contracurent, ∆ tmax depinde si de raportul capacitatilor calorice al agentilor termici ( fig.13.6,a,b si c).

Fig.13.5. Determinarea diferentelor de temperatura in cazul curgerii

agentilor termici in echicurent (a.) si contracurent (b.).

In conditia determinarii cat mai corecte a lui cu relatia (13.4), evident pentru cazul unui schimbator de caldura dat (relatia fiind data pentru cazul general cand agentul (2) isi schimba starea de agregare), tinand seama si de relatia (13.8) si (13.9), cunoscand valoarea lui A[m2] se poate determina valoarea lui k, conform relatiei de calcul :

[W/ (m2.K)] (13.10)

Valoarea lui k, determinata cu relatia (13.10) se compara cu datele prezentate in tabelul 13.1. Intrucat in tabelul 13.1, k este exprimat in kJ/(m2.h.K), se va tine seama ca 1 W/(m2.K) = 3,6 kJ/(m2.h.K).

123

Fig.13.6. Variatia temperaturii agentilor termici la schimbatoare de caldura

in contracurent pentru diferite capacitati calorice.

Tabelul 13.1 Valoarea coeficientului k pentru diferite schimbatoare de caldura, [ 10] .

Tipul schimbatorului

Conditii de functionare k [kJ / (m2 h.K)]

Tubular (cu fascicule de

tevi)

Gaz (1 bar) . . . gaz ( 1 bar ) 20 . . . 130

Gaz (200 . . . 300 bar). . . gaz

(200 . . . 300 bar)

630 . . . 1700

Lichid (1 . . . 20 bar) . . . gaz (1 bar ) 70 . . . 250


124


Conditii de functionare k [kJ / (m2. h.K)]

Tubular (cu fascicule de

tevi)

Gaz (200 . . . 300 bar) in tevi...

lichid in exteriorul tevilor (1... 20 bar)

850 . . . 1700

Lichid . . . lichid 1260 . . . 4200

Abur in exteriorul tevilor . . .

lichid in tevi

1300 . . . 4200

Vaporizator Vapori in interiorul tevilor:

1) cu circulatie naturala de:

-lichide de viscozitate ri-

dicata ( mare )

1300 . . . 3400

- lichide cu viscozitate mica 2100 . . . 6300

2) cu circulatie fortata 3400 . . .10500

Condensator Vapori organici sau amoniac

in exteriorul tevilor

1300 . . . 4200

Abur in exteriorul tevilor 14700...62800

Recuperator de

caldura

Gaze fierbinti in interiorul

tevilor, apa in exteriorul lor

65 . . . 170

Incalzitor de gaze cu

tevi nervurate la

exterior

Apa sau apa fierbinte in tevi,

gaz in exteriorul tevilor:

1) cu circulatie naturala

17 . . . 40

2) cu circulatie fortata 40 . . . 170

Teava in teava Gaz ( 1 bar ) . . . gaz ( 1 bar ) 40 . . . 130

Gaz de inalta presiune (200....300 bar) in tevi si gaz de joasa presiune (1 bar) in exteriorul lor

80 . . . 210

Teava in teava Gaz de inalta presiune (200... 300 bar) 630 . . . 1700

125

in tevi si gaz de inalta presiune in exteriorul tevilor

Racitoare cu evaporare Gaz de inalta presiune (200....300 bar) in tevi, lichid in exteriorul tevilor

850 . . . 2100

Lichid . . . lichid 1300 . . . 5000

Racitoare cu evaporare Apa in exterior, gaz (1 bar)

in interiorul tevilor

80 . . . 210

Apa in exterior, gaz de inalta presiune (200 . . . 300 bar) in interiorul tevilor

630 . . . 1300

Apa in exterior, lichid in interiorul tevilor

1050 . . . 3400

Preancalzitor cu placi Gaz . . . gaz de joasa presiune (1 bar) 40 . . . 130

S p i r a l Lichid . . . lichid 2500 . . . 8500

Abur care se condenseaza . . . lichid 3400 . . . 12600



Conditii de functionare k [kJ/(m2.h.K)]

Cu manta exterioara Abur care se condenseaza in manta, lichid in recipient

1700 . . . 5000

Abur care se condenseaza in manta, lichid care se vaporizeaza in recipient

2500 . . . 6300

Apa sau saramura de racire in manta, lichid in recipient

630 . . . 3400

Cu serpentina

interioara

Abur care se condenseaza in

serpentina, lichid in recipient

2500 . . . 8500

Apa sau saramura de racire in serpentina, lichid in recipient

1700 . . . 4200


serpentina, lichid care se vaporizeaza in recipient

4200 . . . 12600

126

Cu tevi sudate la

exteriorul recipientului


tevi, lichid in recipient

1700 . . . 6300

Abur care se condenseaza in tevi, lichid care se vaporizeaza in recipient

2500 . . . 8500

Apa sau saramura de racire

in tevi, lichid in recipient

2500 . . . 8500

Nota: valorile lui k prezentate in acest tabel sunt valorile medii, orientative.

13.3. Calculul vitezei de circulatie a agentilor termici in aparat

Viteza de curgere a agentului termic in interiorul tevilor se calculeaza cu relatia:

[m/s ] (13.11)

in care: Dmi este debitul masic al agentului termic, in kg/s ; ρ i - densitatea medie la conditiile de lucru, in kg/m3; n- numarul de tevi (corespunzatoare unei singure treceri); di- diametrul interior al tevilor, in m; (1,27- coeficientul derivat din 4/π ).

Viteza de curgere a agentului termic in exteriorul tevilor (in lungul acestora), se determina cu relatia:

[m/s ] , (13.12)

unde: Dme este debitul masic al agentului termic, in kg/s; ρ e - densitatea medie la conditiile de lucru, in kg/m3; n- numarul de tevi (corepunzatoare unei singure treceri); de- diametrul exterior al tevilor in m ; Z - numarul de treceri (de cate ori setul de "n" tevi este dispus pe sectiunea transversala a aparatului); D - diametrul interior al mantalei cilindrice a aparatului, in m.

Nota: acestea sunt vitezele teoretice, care intra in calculul pierderilor de presiune prin frecare si rezistentele locale ale aparatului, adica in calculul gazodinamic. Cresterea vitezei agentului termic, conduce la imbunatatirea conditiilor de schimb de caldura, dar duce in acelasi timp la marirea pierderilor de presiune pe aparat, respectiv la o crestere a consumului de energie pentru antrenarea pompelor, ventilatoarelor etc. Vitezele admise in mod curent sunt de 0,5 . . . 3 m/s, pentru lichide, 5 . . . 25 m/s pentru gaze si pentru abur 20 . . . 40 m/s.


127

Instalatia din figura 13.7 se compune din: conducta de abur (1) prin care de la un cazan de abur, aburul intra in aparatul (2), care este de tipul unui condensator tubular, cu posibilitati de legare in echi - si contracurent.

Schimbatorul de caldura (2) are urmatoarele caracteristici:

• numar de tevi, n = 21; • diametrul exterior al tevilor, de = 14 mm; • diametrul interior al tevilor, di = 9 mm; • diametrul interior al mantalei D = 220 mm; • lungimea tevilor , l = 530 mm; • numarul de treceri pe sectiunea transversala, Z = 2; • diametrul exterior al aparatului, De = 228 mm; • lungimea totala a aparatului, L = 660 mm.

In prima parte a lucrarii, avand schimbatorul montat in echicurent, se mentine debitul de agent termic primar ( aburul sau apa calda ) constant, variind debitul de agent termic secundar (apa). Se vor face masuratori de debit pentru agentii termici si temperatura la intrare si la iesire a acestora. Debitele agentilor termici se determina colectandu-i intr-un vas (fiecare in alt vas), pentru un interval de timp, τ , cunoscut si cantarindu-i se obtine Dml

Fig.13.7. Schema instalatiei

pentru determinarea bilantului

termic al unui schimbator de

caldura: 1- conducta; 2- schim-

bator de caldura.

si Dm2, in kg/s. Aceste debite se pot masura si cu apometre. Se determina de asemenea temperatura suprafetei exterioare a aparatului, tp si temperatura mediului ambiant, tamb, in oC; ( acestea sunt necesare pentru calculul lui α cu relatia (13.7)).

In partea a doua a lucrarii, se face legarea in contracurent si se repeta masuratorile. Masuratorile se fac in patru combinatii corespunzand pentru:

• aparat in echicurent lichid - lichid;

128

• aparat in contracurent lichid - lichid; • aparat in echicurent vapori - lichid; • aparat in contracurent vapori - lichid.

Masuratorile in toate cazurile, vor putea incepe dupa ce s-a atins un regim termic stabil, temperatura agentilor termici la intrare si la iesire ramanand constanta. Colectarea agentilor termici se va face in acelasi interval de timp, fara a modifica conditiile de curgere.

Pentru schimbatorul de caldura cu placi, prezentat in figura 13.3, se procedeaza in mod asemanator. Cu datele prezentate in aceiasi figura se poate calcula suprafata exterioara a schimbatorului de calura si respectiv a caldurii pierdute in mediul ambiant.


Marimile masurate si calculate se trec in tabelul 13.2 si tabelul 13.4.

Tabelul 13.2 Valori masurate si calculate (aparat pentru lichid-lichid)

Nr.

crt.

Marimea

(simbol)

U.M. Sensul de circulatie a agentului termic

In echicurent In contracurent

I II III I II III

1. Dml kg/s

2. t’1oC

3. t’’1oC

4. W

5. Dm2 kg/s

6. t’2oC

7. t’’2oC

8. W

9. η %

10. wi m/s

129

11. we m/s

12. tpoC

13. tamboC

14. α kJ/(m2.h.K)

W/(m2.K)

15. W

16. k W/(m2.K)

Nota: (pentru apa). S-au pastrat notatiile din relatiile (13.3) si (13.4) si semnificatia fizica a marimilor redate in figura 13.4.

In tabelul 13.3 sunt prezentate valoarea caldurii latente de condensare, lc si temperatura de saturatie t’1 pentru abur saturat uscat la presiunile uzuale de lucru la aparatul din figura 13.7., respectiv figura 13.3.

Tabelul 13.3. Parametrii aburului saturat.

p

ibara

0,1 0,5 0,8 1,0 1,5 2,0 2,5 3 4 5 6

lc

ikJ/kga

2392 2304 2273 2258 2226 2202 2182 2164 2133 2109 2086

t'1,m

i oCa

45,84 81,35 93,52 100 111,4 120,2 127,4 133,5 143,6 151,8 158,9

Tabelul 13.4. Valori masurate si calculate (aparat pentru abur-lichid)

130

Nr.

crt.

Marimea (simbol)

U.M Sensul de circulatie a agentului termic

In echicurent In contracurent

I II III I II III

1. Dml kg/s

2. p bar

3. t’1oC

4. lc kJ/kg

5. t’’1oC

6. kW

7. Dm2 kg/s

8. t’2oC

9. t’’2oC

10. kW

11. η %

12. wi m/s

13. we m/s

14. tpoC

15. t amboC

16. α kJ/(m2.hK)

W/(m2.K)

17. kW

18. k kJ/(m2.hK)

Nota: si in acest caz

131

In concluzie, se va arata care din modurile de circulatie ale agentilor termici (echi - sau contracurent) sunt mai avantajoase din punct de vedere al randamentului termic.

Referatul va cuprinde principiile de calcul ale bilantului termic, schema instalatiei, mersul lucrarii, tabelele cu rezultate si interpretarea lor.

In functie de timpul disponibil se va putea efectua si o verificare termica a schimbatorului de caldura, determinandu-se:

(13.13)

in care: ∆ tmc este diferenta medie logaritmica de temperatura calculata, obtinuta din relatia (13.9) pentru k determinat prin calcul teoretic, la conditiile concrete date; iar ∆ tmm este diferenta medie logaritmica de temperatura masurata efectiv la agentii termici ai aparatului si determinata din relatia (13.8).

132

14. BILANTUL TERMIC AL UNUI CAZAN

DE ABUR

14.1 Notiuni generale

Ecuatia de bilant termic pentru un cazan de abur este:

[ kW ] , (14.1)

in care:

reprezinta fluxul de caldura dezvoltat prin arderea combustibilului, in kW ;

- fluxul caldurii sensibile a combustibilului, in kW ;

- fluxul de caldura sensibila a aerului care participa in procesul de ardere, in kW ;

- fluxul de caldura sensibila a apei la intrarea in cazan, in kW ;

- fluxul de caldura continut in aburul livrat, in kW ;

- fluxul de caldura pierdut prin gazele arse evacuate, in kW ;

- fluxul de caldura pierdut prin arderea chimica incompleta, in kW ;

- fluxul de caldura pierdut in mediul ambiant prin convectie si radiatie de la peretii exteriori si armaturile cazanului, kW ;

- restul bilantului termic, in kW .

Termenii din stanga ecuatiei sunt fluxurile de caldura intrate, iar cei din dreapta reprezinta fluxurile de caldura iesite din conturul de bilant. In cele ce urmeaza fluxurile de caldura se vor numi simplu calduri.

In figura 14.1 se prezinta fluxurile de calduri intrate si iesite din conturul de bilant termic.

133

In cele ce urmeaza se vor prezenta explicit si detaliat fiecare termen.

Fig.14.1. Fluxurile de caldura intrate si iesite dintr-un cazan de abur.

14.2. Elementele bilantului termic pentru un cazan de abur,

utilizand pentru ardere gazul metan

1. Caldura dezvoltata prin arderea combustibilului,

Se determina cu relatia:

ac = B . Qic , [kW] (14.2)

unde: B este debitul de combustibil, m3N/s sau in kg/s; Qic - caldura de ardere inferioara a

combustibilului (pentru gazul metan Q ic = 35.583 kJ/m3N).

Consumul de gaz se determina prin metoda strangularii cu diagrama, cu relatia:

[kg/s] (14.3)

[kg/m3], (14.4)

iar [m3N/s]. (14.5)

In relatiile (14.3) α si ε sunt date (vezi lucrarea 3); dg- diametrul orificiului diafragmei, in ms ∆ pg se introduce in N/m2 si reprezinta caderea de presiune pe diafragma; pb si pm sunt presiunea

134

barometrica si manometrica, in bar; po= 1,01325 bar; To si Tg - temperatura la starea normala si respectiv a gazului din conducta, in K; iar ρ o= 0,715 kg/m3

N este densitatea la starea normala fizica a gazului metan; iar Bm reprezinta debitul masic de gaz metan, in kg/s.

2. Caldura fizica a combustibilului,


[kW] , (14.6)

unde: = 1,57 kJ/(m3N.K) este caldura specifica medie la presiune constanta a gazului metan

intre 0 - 25oC; tg - temperatura gazului din conducta, in oC .

3. Caldura fizica a aerului care participa in procesul de ardere, Aerul care participa in procesul de ardere provine din aerul insuflat de catre ventilator si aerul fals (intrat prin neetanseitati in incinta de ardere).

Din analiza compozitiei gazelor arse se va determina continutul efectiv de bioxid de carbon CO2ef , iar coeficientul excesului de aer λ pentru gazul metan se va determina cu relatia [20]:

. (14.7)

Cunoscand consumul de gaz metan consumat si λ se poate determina cantitatea totala de aer cu relatia :

Daer = B.λ . Lo [m3N/s], (14.8)

unde: Lo = 9,393 m3N aer/m3

N gaz - este aerul teoretic (minim) necesar arderii a 1 m3N de gaz

metan.

In consecinta:

[kW] , (14.9)

in care: si taeri - temperatura aerului la intrarea in focarul cazanului, in oC.

4. Caldura sensibila a apei la intrarea in cazan,


135

[kW] , (14.10)

unde: temperatura apei la intrarea in cazan, in oC ; Dapa - debitul mediu de apa intrat in cazan, in kg/s.

Se considera pe durata unei ore ca debitul de apa intrat in cazan este egal cu debitul de abur livrat de cazan (se neglijeaza pierderile de abur si scaparile de apa eventuale prin neetanseitati si in acest interval de timp, nu se face purjarea cazanului). In consecinta, in functie de aparatura de masura folosita pentru masurarea debitelor, fie pe conducta de alimentare cu apa, fie pe conducta de livrare a aburului, se va determina, fie debitul de apa, fie debitul de abur.

a) Cazul masurarii debitului de apa.

Alimentarea cu apa a cazanului nu este continua. Din aceasta cauza se vor citi datele de la apometru la inceput si dupa o ora, daca este montat apometru. Daca este montata diafragma, se va citi caderea de presiune pe diafragma si timpul de functionare a pompei de alimentare (acest lucru se va repeta de cate ori va fi pornita pompa de alimentare in intervalul de o ora).

In primul caz:

Dapa = ( z1 - z2 ) .ρ a / 3600 [kg/s] , (14.11)

unde: z1 - numarul diviziunilor la citirea intaia; z2 - numarul diviziunilor la citirea a doua ( dupa o ora ), diviziunile reprezentand m3 de apa scursa;

ρ a - densitatea apei la temperatura de intrare in cazan, in kg/m3, (se citeste din anexa V).

In al doilea caz:

[kg/h] (14.12)

in care: α este coeficientul de debit al diafragmei (α = 0,634); da =0,02775 m, diametrul orificiului diafragmei; π i - timpul in secunde pentru fiecare perioada de functionare a pompei in decurs de o ora; ρ ai - densitatea apei la temperatura de intrare in cazan, in kg/m3, (vezi anexa V); ∆ papai - caderea de presiune pe diafragma, in N/m2 ( in aparat fiind pus mercur, se va lua ∆ papai = 133,33. ∆ pi in N/m2).

b) Cazul masurarii debitului de abur

Masurarea se face tot cu ajutorul diafragmei:

136

[kg/s] (14.13)

unde: α ab - coeficientul de debit al diafragmei de abur (α ab = 0,642); ε ab - coeficientul de expansiune al aburului (vezi lucrarea nr.3, se considera aburul ca avand proprietatile aerului k = 1,3); dab = 0,02875 m, este diametrul orificiului diafragmei de aburs π i - timpul in secunde pentru fiecare perioada de functionare a consumatorului de abur ( daca functionarea nu este continua pe un interval de o ora ); ρ ab - densitatea aburului la conditiile de lucru (abur saturat uscat, conform anexei V), in kg/m3; ∆ pabi - caderea de presiune pe diafragma, in N/m2 ( in aparat fiind mercur se ia ∆ pabi = 133,33.∆ pi in N/m2 ).

5. Caldura continuta in aburul livrat,


[kW] , (14.14)

in care: hab este entalpia aburului saturat uscat, in kJ/kg, se determina in functie de presiune din anexa V.

6. Caldura pierduta prin gazele arse evacuate,


[kW] , (14.15)

unde: reprezinta entalpia gazelor arse rezultate din arderea a unui m3N de gaz metan la un

coeficient al excesului de aer λ determinat cu relatia (14.7) si la temperatura de evacuare tgev , masurata la baza cosului, in oC (valoarea lui Hg, in functie de λ si t, este data in anexa XII).

7. Caldura pierduta prin arderea chimica incompleta ,


[kW], (14.16)

in care: Vg este volumul total de gaze arse rezultate din arderea completa a unui m3N de gaz

metan, m3N gaze/ m3

N gaz; B - consumul de gaz metan, in m3N/s; rCO, rH2 - participatia volumica a

CO si H2 in gazele arse, in % ; QiCO = 12.642 kJ/m3N si QiH2 = 10.760 kJ/m3

N reprezinta puterea

137

calorica inferioara a CO si respectiv H2; µ f - continutul de funingine din gazele arse in g/m3N

gaze arse; QiC = 34.332 kJ/kg, reprezinta caldura de ardere inferioara a carbonului.

Volumul total de gaze arse rezultate din arderea a 1 m3N gaz metan in functie de coeficientul

excesului de aer λ este dat in tabelul 14.1.

Tabelul 14.1 Volumul total de gaze arse rezultate din ardere.

λ 1,0 1,2 1,3 1,5 1,9 2,3 2,5

Vg[m3N/m

3N] 10,392 12,302 13,257 15,168 18,988 22,809 24,719

Nota: pentru valori intermediare ale lui λ se poate face interpolare. Continutul de funingine se determina prin masuratori ale cifrei de fum (cu aparatul Bacharach cu tester de fum si hartia de filtru cu trusa etalon pentru innegrire), iar µ f se citeste din diagrama din figura 14.2.

Nota: Daca din analiza compozitiei gazelor arse rezulta un anumit procent de monoxid de carbon, practic se poate lua rH2 ≅ 0,5 rCO.

8. Caldura pierduta in mediul ambiant,

Se determina cu expresia:

[kW] , (14.17)

unde: α i reprezinta coeficientul de transfer termic de suprafata, in W/(m2.K); Si - aria suprafetei care are o temperatura medie tSi, in m2s tSi, tamb - temperatura suprafetei Si (valoare medie) si respectiv a mediului ambiant, in oC.

Pentru cazanul de abur de 0,2 t/h (care face obiectul lucrarii) se considera trei suprafete de temperaturi medii diferite: suprafata de langa arzator Si = 0,8 m2; suprafata cilindrica verticala S2

= 8,156 m2 si suprafata boltei S3 = 0,9 m2, iar α i se calculeaza cu:

138

[W/(m2.K)] . (14.18)

Temperatura suprafetelor tSi se masoara cu un termometru de suprafata de contact sau cu termoculori.

9. Restul bilantului termic,

se determina din ecuatia (14.1) prin diferenta. Se recomanda ca valoarea acestui termen sa fie ≤ 3 % din suma caldurilor intrate in conturul de bilant termic.

Nota: In functie de clasa de precizie a aparatelor de masura si de control, restul bilantului termic poate sa aiba valori si mai mici.

Fig.14.2. Valoarea cifrei de fum µ f in functie de cifra Bacharach.

14.3. Mersul lucrarii, masuratori si interpretarea rezultatelor

Se verifica starea si functionarea aparatelor de masura si a cazanului. Cazanul trebuie sa fie pus in functiune cu cel putin 1/2 ore inainte de inceperea masuratorilor, pentru a se intra intr-un regim termic stationar.

Citirile tuturor indicatiilor aparatelor de masura se vor face simultan. In timpul masuratorilor se va evita purjarea cazanului. Daca purjarea nu se poate evita, se va masura cantitatea apei purjate si temperatura ei.

139

Rezultatele masuratorilor se vor trece in tabelul 14.2 (se va trece media aritmetica a doua sau trei citiri). Din datele din tabelul 14.2 se determina randamentul termic al cazanului cu relatia:

[% ] . (14.19)

Se va observa influenta coeficientului excesului de aer λ , asupra randamentului termic.

Tabelul 14.2 Tabel cu rezultatele masuratorilor de bilant termic

Nr.

crt.

Marimea U.M. I II III Obs

Finala Primara

1 ∆ pg mmH2O

N/m2

pm bar

Tg K

B m3N/s

kW

2 tgoC

kW

Calduri

intrate

CO2ef %

3 λ -

Daer m3N/h

kW

4

z1-z2 m3/h

∆ papai mmHg

N/m2

140

∆ pabi mmHg

N/m2

Dapa kg/h

kW

Calduri

iesite

5 ∆ pab bar

hab kJ/kg

kW

6 kJ/m3Ng

kW

7

Vg m3N/m3

Ng

rCO %

%

µ f g/m3N

kW

Tabelul 14.2 Continuare,

Calduri

iesite

Nr.

crt.

Marimea U.M. I II III Obs

Finala Primara

8

α i W/(m2.K)

tSioC

Si m2

141

kW

kW

9 kW

10 η t %

Nota: se dau: α , ε si dg pentru diafragma de masurare a debitului de

gaz metan s α si da pentru diafragma de masurare a debitului

de apa s α ab, ε ab si dab pentru diafragma de masurare a debitului

de abur.

142

15. DETERMINAREA CARACTERISTICILOR PRINCIPALE ALE UNEI INSTALATII FRIGORIFICE

CU COMPRESOR


Frigul artificial a capatat in ultimii ani un rol foarte important, fiind utilizat in industria alimentara, in industria chimica, pentru intensificarea unor procese de reactie, in instalatiile de conditionare sau climatizare, prelucrarea metalelor la temperaturi joase etc.

Pentru a raci un corp si a-l mentine la o temperatura mai mica decat cea a mediului ambiant, este necesar ca el sa cedeze mediului ambiant caldura, consumand in acest scop energie mecanica, electrica, termochimica etc.

In functie de temperatura surselor de caldura raportate la temperatura mediului ambiant Tamb, masinile care functioneaza dupa un ciclu inversat se impart in trei grupe.

Daca T = Tamb (T fiind temperatura sursei calde), instalatia are rolul de a mentine temperatura scazuta intr-o incinta si se numeste instalatie frigorifica (1, fig. 15.1). Daca To = Tamb (To fiind temperatura sursei reci), instalatia reprezinta o pompa de caldura (2, fig.15.1), iar daca To< Tamb<

T, instalatia este cu ciclu combinat (3, fig.15.1).

Fig. 15.1 Particularizarea ciclului Carnot inversat.

In principiu instalatiile frigorifice absorb caldura de la un corp rece, de temperatura To si o cedeaza mediului ambiant. In acest caz, agentul de lucru poarta denumirea de agent frigorific.

Din punct de vedere al agentilor frigorifici utilizati, instalatiile frigorifice pot fi cu aer sau cu vapori. Sunt cunoscuti peste 80 de agenti frigorifici, de o larga raspandire fiind freonii, hidrocarburile si diferiti compusi anorganici, inclusiv apa (tab.15.1).

Dupa principiul de functionare, instalatiile frigorifice cele mai utilizate sunt: a) instalatii cu comprimare mecanica a agentului frigorific;

143

b) cu comprimare termochimica, numite si instalatii frigorifice cu absorbtie;

c) instalatii frigorifice cu ejectoare.

In prezenta lucrare se trateaza instalatii frigorifice cu vapori cu comprimare mecanica (fig.15.2).

Fig. 15.2 Schema de principiu a instalatiei frigorifice cu compresie mecanica cu vapori.

Vaporii saturati de stare 1 (fig.15.3), aflati la presiune scazuta p1 sunt comprimati politropic in compresorul 1 (fig.15.2) pana la presiunea din condensator p2. Agentul frigorific in faza de vapori supraincalziti intra in condensatorul 2 (fig.15.2) unde are loc racirea izobara pana la starea de saturatie si condensarea lor (transformarea 2-3-4) cu cedarea caldurii q1 mediului exterior, prin agentul de racire al condensatorului. Dupa condensare, agentul frigorific, la starea 4 este laminat in ventilul de laminare 3 (fig.15.2) pana la nivelul presiunii p1 din vaporizator. Transformarea (4-5) este izentalpica si ireversibila, rezultand un amestec lichid-vapori, la starea 5. In continuare are loc vaporizarea (5-1) in vaporizatorul 4 (fig.15.2), preluandu-se caldura qo de la spatiul refrigerat.

<

Tabelul 15.1 Caracteristicile fizice a principalilor agenti frigorifici

Denumirea Simbol chimic

Simbol conventional

Masa molara

Constanta de gaz perfect [J/(kgK)]

Densitate [kg/m3N]

Temperatura de topire [oC]

Bioxid de carbon

CO2 - 44,01 189,0 1,97 -56,6

Amoniac NH3 R171 17,03 488,3 0,771 -77,9

Bioxid de sulf

SO2 - 64,06 129,8 2,93 -75,5

144

Apa H2O - 18,02 - 0,804 ± 0,0

Metanul CH4 - 16,04 518,7 0,717 -182,4

Etilena C2H4 R1150 28,05 296,6 1,261 -169,5

Etanul C2H6 R170 30,07 276,7 1,356 -183,3

Propilena C3H6 - 42,08 198,0 1,915 -185,0

Propanul (CH3)2

CH2

R290 44,09 188,8 2,019 -188,9

Butanul C4H10 R60 85,12 143,2 2,668 -159,6

Clorura de

metil

CH3Cl - 50,5 - - -77,6

Freoni

CF4 R-14 88,01 - 3,93 -187,0

CF3Cl R-13 104,47 - 4,66 -181,0

CHF2Cl R-22 86,48 - 3,86 -160,0

CF2Cl2 R-12 120,92 - 5,40 -155,0

CH3Cl R-40 50,49 164,8 2,25 -97,6

CF2Cl

CF2Cl

R-114 170,93 - 7,63 -94,0

CHFCl2 R-21 102,92 - 4,59 -135,0

CFCl3 R-11 137,38 - 6,13 -111,0

CFCl

CF2Cl

R-113 187,39 - 8,36 -36,6

CHCl2-CF3 R123 152,9 54,3 6,42 -107,0

CH2F -CF3 R 134a 102,0 81,5 5,29 -101,0

CH3C -Cl2

FR 141b 117,0 71,0 4,82 -103,5

145

CH3C -Cl F2

R 142b 100,5 82,7 4,79 -130,8

Caracteristicile principale ale instalatiilor frigorifice sunt:

a) Capacitatea frigorifica specifica:

qo = h1 - h5 [ kJ/kg ] , (15.1)

b) Caldura cedata in condensator q1 in valoare absoluta:

| q1 | = h2, - h5 [ kJ/kg ] , (15.2)

deoarece laminarea are loc la entalpie constanta, deci h4, = h5 ,

c) Lucrul mecanic consumat de instalatie in valoare absoluta:

x lr x = h2 , - h1 [ kJ/kg ] (15.3)

Daca ciclul este cu subracire (fig.15.3), in loc de se inlocuieste ,

Tabelul 15.2 Alte caracteristici ale agentilor frigorifici

Denumirea Parametrii la fierbere, p = 760 torr Punctul critic

t [oC] ρ [kg/m3]

lv [kJ/kg] tk [oC] pk [bar]

Bioxid de carbon

-78,52 1560 573,1 31,0 73,7

Amoniacul -33,35 682 1368,5 132,4 113,0

Bioxidul de sulf

-10,01 1458 390,0 157,5 78,8

Apa + 100,0 958,3 2258 374,2 221,2

Metanul -161,5 422 510,0 -82,5 46,4

Etilena -103,5 569 483,0 9,5 51,2

Etanul -88,63 546 485,0 32,2 48,9

Propilena -47,70 612 438,0 91,4 46,0

146

Propanul -42,30 583 428,0 96,8 42,6

Butanul -11,70 596 367,0 133,7 36,7

Clorura de metil

-24,00 370 - 143,1 68,0

R-14 -128,0 1630 135,0 -45,5 37,5

R-13 -81,5 1525 150,0 28,78 38,6

R-22 -40,80 1413 234,0 96,0 49,3

R-12 -29,80 1486 167,0 112,0 41,1

R-40 -24,00 1003 429,0 143,0 66,8

R-144 + 3,50 1520 146,0 145,7 32,8

R-21 + 8,92 1405 243,0 178,5 51,6

R-11 + 23,70 1480 182,0 198,0 43,7

R-13 + 47,70 1510 144 214,1 34,1

R 123 + 27,9 1465 171,2 185,2 36,1

R134a -26,4 1210 210,3 101,0 40,7

R 141b + 32,0 1235 225,2 206,1 43,4

R 142b -9,6 1110 214,7 137,1 42,0

la comprimarea adiabata ireversibila, (transformarea 1-2’): x lr x = h2" - h1 .

d) Eficienta frigorifica reala:

[-] (15.4)

e) Capacitatea frigorifica a instalatiei (Qo) care reprezinta caldura preluata de agentul frigorific in unitatea de timp de la corpul racit:

[W] (15.5)

147

unde D este debitul de agent frigorific al instalatiei, in kg/h.

Daca se impune ca o instalatie frigorifica sa realizeze o anumita capacitate frigorifica Qo, atunci din relatia (15.5) se determina debitul de agent frigorific necesar.

f) Puterea necesara antrenarii compresorului:

[kW] (15.6)

unde: η m - randamentul mecanic al transmisiei:

η c - este randamentul compresorului.

Fig. 15.3 Ciclul instalatiei frigorifice cu compresie mecanica de vapori in diagramele T-s si p-h.

15.2 Descrierea instalatiei si mersul lucrarii

Ca instalatie frigorifica, se utilizeaza un frigider ARCTIC (fig.15.4) care functioneaza cu comprimare mecanica (compresor), iar ca agent frigorific foloseste freon 12.

Instalatia se compune dintr-o incinta frigorifica 1, izolata termic fata de mediul ambiant, un compresor 2, un condensator 3, un ventil de laminare 4, un vaporizator 5, conducte de legatura 6 pentru circulatia agentului frigorific si trei termometre pentru masurarea temperaturilor t1, t2, si t5"

. De asemenea se presupun cunoscute presiunile p1 si p2 din vaporizator si respectiv condensator.

148

Fig. 15.4 Instalatie frigorifica cu comprimare mecanica de vapori.

La pornirea instalatiei se citeste indicatia contorului cu precizie de trei zecimale, temperatura agentului de lucru in punctele 1, 2’, 5’ a ciclului ( t1, t2’, t5’).

Eficienta frigorifica se determina pe un interval de timp τ = 30 min. masurandu-se din 5 in 5 minute temperaturile t1 , t2 si t5" .

Pentru fiecare interval de masurare se calculeaza o temperatura medie t1m , t2m si t5"m .

Avand valorile temperaturilor si cunoscand presiunile p1 si p2 , care au valorile p1 = 1,3 - 1,7 bar, p2 = 13,7 bar, din diagrama p-h se extrag entalpiile h1, h2 si h5.

Pentru determinarea lui h5, cunoscand t3 , p1 si p2 , se stabileste punctul 3 in diagrama p-h (fig.15.3). Din 3, pe o izobara-izoterma se gaseste punctul 4 (pe curba lichidului saturat), iar h5 =

h4 . Entalpia h2 se determina daca din punctul 1 se duce curba s = ct., pana la intersectia cu izobara p2 , iar h5’ tinand seama ca h5’ = h4’ .

Cu aceste valori se calculeaza

- capacitatea frigorifica specifica, cu relatia (15.1) ;

- caldura cedata in condensator, cu relatia (15.2);

- lucrul mecanic consumat, cu relatia (15.3);

149

- eficienta frigorifica, cu relatia (15.4).

Pe baza acestor date se va reprezenta ciclul in diagrama p-h (fig.15.3), iar rezultatele se vor centraliza in tabelul 15.3.


Nr. crt.

Marimea Simbol UM Incercari

τ =0

τ =05’

τ =10’

τ =15’

τ =20’

τ =25’

τ =30’

1. Temp inaintea compresorului

t1oC

2. Temp. inainte de condensator

t2’oC

3. Temp. inainte de vaporizator

t5’oC

4. Capacit.frigorifica specifica

qo kJ/kg

5. Caldura cedata in condensator

kJ/kg

6. Lucrul mecanic consumat

kJ/kg

7. Ef. frigorifica ε f-

16. DETERMINAREA CARACTERISTICILOR PRINCIPALE ALE POMPELOR DE CALDURA

150

16.1 Consideratii teoretice

Pompele de caldura sunt instalatii termice destinate valorificarii potentialului termic al surselor cu temperaturi egale sau cu putin mai mare decat cele ale mediului ambiant. In general, schema de principiu a unei pompe de caldura se compune din doua schimbatoare de caldura (S1 si S2), un compresor C si un dispozitiv de laminare D, (fig.16.1). Sursa rece I, care poate fi materializata prin mediul ambiant sau un agent termic purtator de caldura de temperatura joasa to, cedeaza o parte din caldura sa Qab agentului de lucru in schimbatorul de caldura S1 , provocand vaporizarea acestuia.

Instalatia care face obiectul prezentului studiu, foloseste drept agent de lucru vapori saturati aflati in apropierea curbei de vaporizare. Se mentioneaza faptul ca exista pompe de caldura la care agentul de lucru este aerul.

Fig. 16.1 Schema de principiu a pompelor de caldura.

Vaporii rezultati sunt absorbiti de compresorul C si comprimati adiabatic de la presiunea pb la pc

(fig.16.2). In schimbatorul de caldura S2, care are rol de condensator, vaporii condensandu-se cedeaza cantitatea de caldura Qcd sursei calde II, care este reprezentata prin agentul ce trebuie incalzit. Trecand prin ventilul de laminare D vaporii isi reduc presiunea de la pc la pb, proces insotit si de o vaporizare partiala. In acest fel, printr-un consum de lucru mecanic (necesar antrenarii compresorului) se realizeaza un transport de caldura de la o sursa rece de temperatura to, la o sursa calda de temperatura t > to. Cantitatea de caldura cedata mediului mai cald este mai mare decat cea preluata de agentul de lucru de la sursa rece si anume cu echivalentul termic al lucrului mecanic consumat L.

151

Fig. 16.2 Ciclul teoretic al unei pompe de caldura.

Domeniile de folosire a pompelor de caldura sunt foarte variate. Ele au capatat o raspandire larga odata cu aparitia crizei energetice. Astfel, in multe tari, exista la ora actuala o industrie specializata in producerea acestor aparate. Exemple de utilizare a pompelor de caldura : - incalzirea unor incinte folosind ca sursa de caldura mediul ambiant; - ridicarea parametrilor (temperatura si presiune) agentilor de termoficare in vederea satisfacerii acelor consumatori care necesita parametri mai inalti decat ceilalti; - incalzirea apei in vederea folosirii ei in diverse procese industriale; - incalzirea apei pentru bazinele de inot etc.

Aprecierea calitatii proceselor ce au loc, se face cu ajutorul eficientei termice ε definita prin raportul:

[-] (16.1)

unde:

Q cd = Q este caldura cedata sursei calde, in kJ ;

L - lucrul mecanic consumat, in valoare absoluta, in kJ ;

ε - exprima cantitatea de caldura transferata de la sursa rece la sursa calda pe unitatea de lucru mecanic consumat in acest scop.

In functie de destinatia pompei de caldura se recomanda urmatoarele valori minime pentru eficienta termica reala:

- la incalzirea locuintelor ε min = 2,5;

- incalzirea apei pentru bazinul de inot, in timpul verii

152

ε min = 3,5, in timpul iernii ε min = 4 ;

- incalzirea aerului in scopuri industriale ε min = 2,5.

Pentru a pune in evidenta pierderile ireversibile de energie, se calculeaza randamentul exergetic:

[-] (16.2)

unde:

este exergia caldurii cedate sursei calde, in kJ ;

π - pierderile de exergie.

Se reaminteste ca exergia caldurii Q este partea maxima din caldura respectiva, care se poate transforma in lucru mecanic, pentru o stare data a mediului ambiant. Relatia de calcul este :

EQ = θ em . Q [ kJ ] (16.3)

unde:

θ em este factorul exergetic de temperatura definit prin relatia:

[-] (16.4)

in care:

Tm este temperatura medie la care are loc schimbul de caldura, in K ;

To - temperatura mediului ambiant, in K.

Din relatiile (16.1), (16.2) si (16.3) se obtine:

[-] (16.5)

In cazul ciclului teoretic, fara pierderi ireversibile = 1, si deci eficienta termica teoretica, se poate calcula pe baza relatiei (16.5):

153

[-] (16.6)

Scopul lucrarii este de a determina experimental eficienta termica reala a unei pompe de caldura, de a pune in evidenta diferenta dintre aceasta si eficienta termica teoretica, de a calcula randamentul exergetic si de a stabili masura in care eficienta termica exprima procesele reale din instalatie. De asemenea, se urmareste deprinderea studentilor cu determinarea unei relatii analitice care exprima un fenomen complex, ce poate fi studiat doar experimental. In acest scop, se va determina o expresie analitica intre eficienta termica reala si temperatura medie a izvorului cald.

16.2 Instalatia experimentala si mersul lucrarii

Instalatia experimentala s-a realizat prin inversarea rolului functional al unui frigider (fig.16.3).

Fig. 16.3 Instalatia experimentala

Astfel, vaporizatorul S1 a fost plasat in mediul exterior, care materializeaza sursa rece, iar condensatorul S2 va incalzi incinta interioara. Pentru masurarea marimilor care intervin in calcule, instalatia este prevazuta cu doua termometre (T pentru masurarea temperaturii sursei calde si To pentru masurarea temperaturii sursei reci) si un contor K destinat determinarii consumului de energie electrica pentru antrenarea compresorului. In vederea calculului caldurii cedate sursei calde, s-a determinat experimental capacitatea calorica a intregului sistem ce compune si delimiteaza sursa calda, obtinandu-se C = 25,5 kJ/K, deci:

[kJ] (16.7)

unde:

∆ ti = ti - ti-1 este variatia temperaturii sursei calde, in oC .

154

Inainte de pornirea instalatiei se curata vaporizatorul de eventualele depuneri, se verifica starea instrumentelor de masura, conexiunile circuitului electric si se inchide usa.

Masuratorile se fac din momentul τ o = 0, la aproximativ 5 minute dupa pornirea instalatiei. Din cinci in cinci minute, adica la τ o = 0 min, τ 1 = 5 min, . . . , τ 6 = 30 min, se citesc:

- temperatura sursei calde la termometrul T, cu o precizie de o zecime, in oC ;

- indicatia contorului, cu o precizie de trei zecimale, in kWh .

Se subliniaza importanta deosebita a citirii simultane a indicatiilor contorului si a termometrului T, la fiecare τ i. De asemenea, se masoara temperatura mediului ambiant cu termometrul To. Rezultatele se trec in tabelul 16.1.

16.3 Prelucrarea datelor experimentale

In prelucrarea datelor experimentale trebuie sa se tina seama de faptul ca procesele termodinamice din instalatie se desfasoara intr-un regim variabil de temperatura. Calculele se fac cu valori medii ale marimilor masurate intr-un interval τ i -τ i-1 , unde indicele i arata numarul masuratorilor, cu observatia ca primele citiri se fac la τ o = 0, i = 0.

Fie:

Ii si Ii-1 indicatia contorului la momentul τ i si τ i-1 , in kWh; ti, ti-1, Ti, Ti-1 temperatura sursei calde la τ i si τ i-1, in oC, respectiv in K, atunci lucrul mecanic Li consumat in intervalul de timp τ i - τ i-1 si caldura Qi, cedata sursei calde in acelasi interval, sunt:

Li = 3600 ( Ii - Ii-I ) [ kJ ] , (16.8)

Qi = 25,5 ( ti - ti-1 ) [ kJ ] . (16.9)

Cu aceeasi semnificatie a indicilor se calculeaza:

- Eficienta termica reala:

[-] (16.10)

- Temperatura medie:

[K] (16.11)

155

- Factorul exergetic de temperatura:

[-] (16.12)

- Exergia caldurii:

[kJ] (16.13)

- Randamentul exergetic:

[-] (16.14)

- Eficienta termica teoretica:

[-] (16.15)

Fig. 16.4 Eficienta termica in functie de temperatura medie.

Relatiile (16.8) . . . (16.15) se calculeaza pentru i = 1 . . . 6.

In vederea determinarii expresiei analitice a variatiei eficientei termice reale in functie de temperatura, se poate aplica orice metoda cunoscuta de la disciplinele de matematici. Mai jos se prezinta o metoda bazata pe polinoamele Lagrange.

156

Fig. 16.5. Randamentul exergetic si eficienta termica reala reala.


Nr. crt.

M a r i m e a Simbol / U.M.

Numarul relatiei

de calcul

Numarul masuratorii

i=0 i=1 i=2 i=3 i=4 i=5 i=6

1. Timpul τ / [min] - τ o=0 τ 1=5 τ 2=10 τ 3=15=

τ 4=20 τ 5= 25 τ 6=30

2 Indicatia contorului J / [kWh] -

3 Temperatura sursei

calde

t / [oC] -

4 Temperatura sursei

reci

To / [K] -

5 Lucrul mecanic

consumat

Li / [kJ] (16.8)

6 Caldura cedata

sursei calde

Qi / [kJ] (16.9)

7 Eficienta termica

reala

ε I (16.10)

8 Temperatura medie Tmi / [K] (16.11)

9 Factorul exergetic θ emi (16.12)

10 Exergia caldurii EQ i /

[ kJ ]

(16.13)

11 Randamentul

exergetic

θ ei (16.14)

12 Eficienta termica ε Ti (17.15)

157

13 Eficienta termica

calculata ε o

ε oi (16.20)

si

(16.21)

14 Abaterea relativa σ / [%] (16.22)

Daca ε o este functia si Tm variabila independenta:

(16.16)

unde: n este numarul de valori stabilite experimental ;

ε i - valorile lui ε la o anumita temperatura Tmi (cunoscute din masuratori);

pi (Tm) - un polinom care are proprietatea ca are valoarea 1 pentru Tm=Tmi si zero pentru orice valoare a lui Tm ≠ Tmi :

(16.17)

Aceasta proprietate face ca valorile ε o , rezultate din functia (16.16), sa coincida cu cele experimentale pentru cele "n" puncte.

Daca n = 6, functia (16.16) devine:

+

+ . . . . . . ... . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . .. . . . . . + (16.18)

+

158

Inlocuind ε 1 . . . ε 6 si Tm1 . . . Tm6 in relatia (16.18), rezulta o functie de forma :

(16.19)

unde: a1, . . . a6 sunt constante.

Pentru exemplificare, se iau in considerare rezultatele masuratorilor pentru i = 1,4,6.

Cu aceasta particularitate se obtine:

(16.20)

unde:

;

;

, (16.21)

iar:

Functia (16.20) exprima exact valorile lui ε 1, ε 4 si ε 6 . Pentru a stabili aproximatia cu care se pot calcula celelalte valori ale lui ε se determina ε o2, ε o3 si ε o5, inlocuind in (16.20) Tmi =

Tm2, Tm3 si respectiv Tm5, apoi se determina abaterea relativa:

Sau, folosind metoda celor mai mici patrate, prezentata pe larg in lucrarea 20, se aproximeaza eficienta pompei de caldura printr-o functie de gradul doi. In acest scop se utilizeaza programul

FIT- ORI.. MCD, aaflat pe reteaua de calculatoatre a catedrei de Termotehnica, Masini si Echipamente Termice din Universitatea Tehnica Cluj-Napoca.

159

Toate aceste valori se trec in tabelul 16.1 si se traseaza diagramele din figurile 16.4 si 16.5, unde

cu si s-au notat eficienta termica calculata prin functia de aproximatie de gradul doi,

respectiv abaterea relativa a lui fata de .

16.4 Interpretarea rezultatelor

In finalul lucrarii studentii vor interpreta rezultatele obtinute precizand urmatoarele aspecte:

a) Pana la ce temperatura este economica utilizarea acestei pompe de caldura (pe baza recomandarilor facute in paragraful 1).

b) De cate ori este, in medie, mai mica eficienta termica reala de cat cea teoretica si cum se explica aceasta.

c) In ce masura eficienta termica reala reda calitatea proceselor ce au loc in instalatie. Pentru aceasta se remarca faptul ca marimea care defineste cel mai bine calitatea proceselor este

randamentul exergetic. Deci, daca curba ε i = f1 (θ emi) are aceeasi alura ca si η ei = f2 ( θ emi),

atunci ε i reda fidel calitatea proceselor. Cu cat legea de variatie a lui ε i in raport cu θ emi

difera mai mult de legea de variatie a lui η ei , functie de acelasi θ emi cu atat reflecta mai putin perfectiunea termodinamica a ciclului.

d) Ce abateri exista intre valorile eficientei termice determinate experimental si cele calculate analitic, cu relatia (16.20).

e) Care este domeniul de valabilitate a relatiei (16.20).

160

17. DETERMINAREA CURBEI DEBITULUI IN FUNCTIE DE RAPORTUL PRESIUNILOR SI BILANTUL TERMIC LA UN COMPRESOR CU PISTON

17.1 Determinarea curbei debitului in functie de raportul presiunilor

17.1.1 Notiuni generale

In figurile 17.1 si 17.2 sunt prezentate diagrama teoretica a unui compresor tehnic si respectiv diagrama indicata, in baza carora s-au stabilit marimile caracteristice ale compresorului.

<>

Fig. 17.1 Diagrama teoretica a unui compresor tehnic cu piston Fig. 17.2 Diagrama indicata a unui compresor tehnic cu piston

Se definesc:

161

[-], (17.1)

care se numeste grad volumetric de compresie sau coeficientul spatiului mort relativ si

[-] (17.2)

care este numit coeficient de umplere.

Randamentul de debit se defineste cu relatia:

[-] (17.3)

(vezi fig. 17.2), in care To este temperatura aerului la aspiratie, in K, iar T1 - temperatura aerului la sfarsitul aspiratiei, in K .

Asupra randamentului de debit al compresorului influenteaza marimile mai sus -mentionate precum si raportul presiunilor ( a presiunii de refulare fata de presiunea de aspiratie). Modul teoretic in care influenteaza raportul presiunilor, asupra randamentului de debit pentru un compresor cu un ε dat, este redat in figura 17.3, din care se observa ca odata cu cresterea presiunii p2 scade valoarea lui µ .

Se mentioneaza faptul ca in realitate p2max depinde si de temperatura de refulare a gazului care in general nu poate depasi 453 K, deoarece uleiul utilizat pentru ungere, se cocsifica la 470 K.

Influenta grupata a parametrilor µ , λ , m si p2 / p1 asupra debitului de refulare se determina experimental, folosind metoda determinarii debitului prin umplerea unui rezervor etalonat de volum V. Cantitatea de gaz ce se gaseste intr-un astfel de recipient la T1 si p1 este data de relatia:

[kg] (17.4)

Daca in acest recipient se introduce o cantitate de m kg de gaz, presiunea si temperatura vor creste la p2 si T2. Cantitatea de gaz ce rezulta in recipient este:

162

[kg] (17.5)

Pentru o variatie deci a presiunii si temperaturii de la p1 , T1 la p2 , T2 in τ secunde vom avea debitul masic dat de relatia :

Fig. 17.3. Modul de determinare a presiunii maxime la un compresor cu piston cu o singura treapta.

[kg/s] (17.6)

iar debitul volumetric:

[m3 / min] (17.6)

unde:

[kg / m3]

pentru aer.

In relatia (17.5) p1 si p2 se introduc in N / m2, R in J / (kg. K), ( R = 287 J / (kg. K) pentru aer ); V in m3 si T1 respectiv T2 in K.

163

17.1.2 Descrierea instalatiei

Instalatia pentru determinarea curbei debitului in functie de raportul presiunilor, redata in figura 17.4 consta din: compresorul (2), actionat de un motor electric (4), separatorul de ulei (7) pentru retinerea particulelor de ulei din aerul refulat de compresor, recipientul (5) prevazut cu un manometru (3) pentru citirea presiunii de refulare (reglarea se face cu ventilul (8), recipientul etalonat (6) cu V = 0,262 m3, care este echipat cu un manometru (3), termometru (9), supapa de siguranta (1) si un ventil de golire (10).

Fig. 17.4 Standul de masuratori.

17.1.3 Mersul lucrarii

Se pune in functiune compresorul si se aduce la regim normal de lucru. Prin reglarea ventilului (8) se mentine o presiune constanta p in recipientul (5), (de exemplu pentru inceput se poate alege 2 . . . 3 bar). La fiecare noua incercare presiunea se poate mari cu 1, 2 sau 3 bar.

Se citesc parametrii initiali p1 si t1 din recipientul (6), pornind in acelasi timp cronometrul. Se cronometreaza timpul in care in recipientul (6) se ajunge la o valoare aleasa pentru p2 , se citeste si t2. In tot acest interval de timp, presiunea in recipientul tampon (5) se mentine constanta prin manevrarea ventilului (8). Este necesar ca diferenta de presiune dintre recipientul (5) si (6) sa fie de cel putin 1 bar ( cand se ajunge la citirea finala p2). Se repeta masuratorile pentru diferite presiuni realizate in recipientul (5), notandu-se de fiecare data p1, p2, t1, t2 si timpul τ . Pe baza rezultatelor obtinute se traseaza diagrama:

Dm = f ( β ) ,

unde: , pb fiind presiunea barometrica si reprezinta presiunea de aspiratie a compresorului, iar p este presiunea de refulare a compresorului.

17.1.4 Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Valorile masurate si calculate se trec in tabelul 17.1.

164


M a r i m e a Simbol U.M. Masuratoarea

1 2 3 4 5 6

Presiunea in recipientul intermediar (5)

p bar

Presiunea in recipientul etalon (6) la inceputul masuratorii

p1 bar

Presiunea in recipientul etalon la sfarsitul masuratorii

p2 bar

Timpul in care creste presiunea de la p1 la p2

τ s

Temperatura aerului in recipientul etalon la inceputul masuratorii

t1oC

Idem, la sfarsitul masuratorii

t2oC

Masa de aer din recipientul etalon la inceputul masuratorii

m1 kg

Idem, la sfarsitul masuratorii

m2 kg

Debitul masic Dm kg / s

Debitul volumic Dv m3/min

Debitul volumic la conditia starii normale

Dvo m3N/min

Debitul volumic la conditiile starii normale, se determina cu relatia:

165

[m3N / min]

(17.8)

unde: pb este presiunea barometrica locala, in bar; pm - presiunea manometrica (finala) din recipientul etalon (pm = p2), in bar si po = 1,01325 bar presiunea la starea normala de referinta; To

si T sunt temperatura absoluta a starii normale (To = 273,16 K) si respectiv a aerului din recipient, in K.

Se va trasa diagrama Dm = f (β ) cu concavitatea conform figurii 17.5.

Fig. 17.5 Curba de debit

Dm = f (β ).

17.2 Bilantul termic


Pentru compresorul cu piston din schema prezentata in figura 17.1 ecuatia de bilant termic este:

[kW] (17.9)

in care:

este echivalentul in flux termic a energiei electrice consumate, in kW;

- lucrul mecanic efectiv consumat, pentru comprimare, in kW ;

- fluxul termic pierdut, prin apa de racire, in kW ;

- fluxul termic pierdut in mediul ambiant prin convectie si radiatie, in kW ;

-restul bilantului termic, in kW .

166

De la contorul electric se citeste valoarea lui Pc [ kWh ] astfel incat:

[kW] (17.10)

In cazul in care se cronometreaza timpul τ in secunde pentru " z " rotatii a discului contorului care are o constanta k, data, se determina Pc, cu relatia :

[kW] (17.11)

se determina cu relatia:

[kW] , (17.12)

in care: Li este lucrul mecanic indicat in J / ciclu, n - turatia in rot / min, iar η m = 0,8 ~ 0,85 este randamentul mecanic al compresorului ( nota: un ciclu se realizeaza la o rotatie completa a arborelui cotit).

Pentru determinarea lui se utilizeaza relatia :

[kW] , (17.13)

unde: este debitul apei de racire in kg / s, care se masoara cu apometrul sau prin captare intr-

un vas si cronometrare ; = 4,1863 kJ/(kg.K), caldura masica a apei; tai si tae sunt temperatura apei la intrarea si iesirea din compresor , in oC.

Fluxul de caldura pierduta in mediul ambiant se determina cu relatia:

[kW] (17.14)

in care: α i este coeficientul de transfer termic de suprafata prin convectie si care tine seama si de radiatie, in W /(m2.K) si se determina conform (14.17); tsi si tamb sunt temperatura suprafetelor exterioare ale compresorului si respectiv a mediului ambiant, in oC; Si - aria suprafetei care are temperatura medie tsi, in m2.

167

De obicei, pentru compresoarele racite si pentru cele neracite .

Restul bilantului termic se recomanda sa fie sub 3% din valoric rezulta din:

[kW] (17.15)

Nota: in cazul in care Li nu se poate determina din cauze obiective (defectiune de aparate) se va

proceda la aproximarea lui si se va determina cu relatia:

[kW] (17.16)

17.2.2 Descrierea instalatiei

In aceasta lucrare este folosita instalatia din figura 17.1. care se completeaza cu: aparatura pentru determinarea debitului apei de racire (apometru sau prin masuratori directe); indicator mecanic pentru ridicarea diagramei indicate; termometre si cronometru.

17.2.3 Mersul lucrarii, prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Masuratorile se vor efectua dupa circa 10 . . . 15 minute de la pornirea instalatiei (timp in care se considera ca s-a ajuns la un regim termic stationar de lucru al compresorului).

Marimile masurate si calculate se trec in tabelul 17.2.

Tabelul 17.2 Marimi masurate si calculate pentru bilant termic

Nr. crt.

M a r i m e a U.M. Masuratori pentru p2

Finala Primara 3 bar 4 bar 5 bar Obs.

1

z nr. rotatii

τ s

Ec kWh

168

kW

2 Li J/ciclu

n rot/min

kW

3

kg/s

taioC

taeoC

kW

4

Si m2

tsioC

tamboC

α i W/(m2.K)

kW

kW

5 kW

Nota: la punctul 4, i = 1 . . . n ("i" fiind numarul de suprafete cu temperatura medie tsi in oC).

169

18. TRASAREA CURBELOR CARACTERISTICE INTERIOARE LA UN VENTILATOR CENTRIFUGAL

18.1 Consideratii generale

In functionarea lor, ventilatoarele trebuie sa satisfaca urmatoarele cerinte:

- sa fie silentioase;

- sa aiba o curba de variatie a randamentului cat mai aplatisata, pentru a oferi domenii de functionare cat mai largi (cu alte cuvinte de a functiona pe o plaja cat mai intinsa de debite la randamente maxime);

- sa aiba un randament cat mai ridicat.

Un ventilator centrifugal se compune dintr-o carcasa in forma de spirala, in interiorul careia se invarteste un rotor pe care sunt montate palete a caror forma si dimensiuni variaza in functie de tipul ventilatorului.

Pentru imbunatatirea randamentului ventilatoarelor centrifugale, in constructiile noi s-a cautat sa se reduca la minimum interstitiul dintre racordul de aspiratie al statorului si rotor, dintre exteriorul rotorului si interiorul statorului (spatiu mort). S-au efectuat imbunatatiri substantiale in ceea ce priveste forma carcasei ventilatorului, astfel incat sa corespunda cat mai bine din punct de vedere al curgerii fluidului la vitezele subsonice. In urma acestor imbunatatiri, precum si a altora de ordin mecanic (gresarea lagarelor, tipuri noi de lagare, etc) s-a ajuns ca randamentul ventilatoarelor sa fie de 80 … 85 %.

Pentru a cunoaste cat mai bine comportarea ventilatoarelor, se construiesc diagrame in care se reprezinta grafic variatia caracteristicilor ventilatorului in functie de debit pentru anumite turatii constante. Practic ventilatoarele functioneaza la turatia constanta si la debite variabile.

Principalele caracteristici sunt: presiunea realizata, notata cu ∆ p, puterea electrica absorbita din retea notata cu Pa si randamentul ventilatorului η .

170

18.2 Descrierea instalatiei

Fig.18.1 Schema instalatiei experimentale.

Principalele parti ale instalatiei experimentale sunt (fig.18.1): ventilatorul centrifugal (1); motorul electric pentru antrenarea ventilatorului (2); racordul de aspiratie (3); robinet de reglare a debitului de aer (4); tub manometric "U" cu apa (5); tub pneumometric de tip "PITOT" (6); micromanometru (7); contor electric trifazat (8).

18.3 Mersul lucrarii

Pentru pozitia robinetului inchisa, ventilatorul nu livreaza aer (DV = 0), puterea utila fiind Pu = 0, iar η = 0. Acesta corespunde regimului de mers in gol la care presiunea statica este in acelasi timp si presiunea totala (se citeste la tubul manometric 5), iar presiunea dinamica la micromanometru (7) fiind nula. Se contorizeaza consumul de energie electrica la mersul in gol Pg.

Pentru determinarea caracteristicilor mentionate mai sus se vor efectua mai multe masuratori, determinandu-se presiunea statica ps la manometrul (5), presiunea dinamica la micromanometrul (7) pd, si puterea absorbita de motorul electric Pa, pentru diferite deschideri ale robinetului de reglare a debitului de aer (5). De asemenea se mai citesc: presiunea barometrica locala pb, temperatura aerului din conducta de refulare a ventilatorului (care pentru simplificare in cazul de fata este aproximativ egala cu cea a mediului ambiant) in oC, iar pentru masurarea puterii absorbite de motorul electric se va cronometra timpul in care discul contorului face un anumit numar de rotatii z.

171

18.4 Calcule si rezultatele masuratorilor

Randamentul ventilatorului se determina cu relatia (18.1):

[%] (18.1)

Puterea utila se calculeaza cu

Pu = DV .p , [W] (18.2)

in care: DV este debitul volumic, in m3/s, iar p este presiunea totala creata de ventilator, in N/m2.

Debitul volumetric se determina astfel:

(18.3)

unde: d este diametrul conductei de refulare in m, pd este presiunea dinamica masurata la tubul Pitot in N/m2, iar ρ aer este densitatea aerului la starea de lucru, kg/m3:

[kg/m3] (18.4)

in care: ρ o = 1,293 kg/m3N este densitatea aerului la To = 273,15 K si 1,01325 bar ( starea

normala de referinta ); pb - presiunea barometrica locala in bar si ps - presiunea statica masurata la ventilator cu manometrul (5) in bar, ta - temperatura aerului din mediul ambiant in oC.

Presiunea totala creata de ventilator se determina cu relatia:

p ≅ ( ps + pd ) . 9,81 [ N/m2], (18.5)

in care ps si pd se citesc la manometrele (5) si (7) in mm H2O.

(Nota: se va avea in vedere la micromanometru scara la care s-a lucrat pentru citirea corecta a valorii lui pd; diametrul conductei de refulare pentru instalatia data este d = 0,077 m).

Puterea absorbita se determina din relatia:

172

[kW] (18.6)

in care s-a notat cu: z - numarul de rotatii ale discului de la contorul electric,

τ - timpul cronometrat in secunde in care s-au efectuat cele z rotatii.

La 240 rotatii ale discului, contorul indica 1 kWh; pentru a se obtine din relatia (18.6) puterea consumata direct in W, se utilizeaza relatia sub forma:

Pa = 15.000 [ W ] . (18.7)

In baza acestor masuratori se pot ridica cele trei curbe caracteristice interioare ale ventilatorului:

η = f1 ( DV); p = f2 ( DV ); si Pa = f3 ( DV),

care vor avea alurile din figura 18.2.

Fig. 18.2 Curbele caracteristice interioare ale unui ventilator centrifugal.

In tabelul 18.1 se trec marimile masurate si cele care se vor determina.

Tabelul 18.1 Masuratori si rezultate experimentale

Nr.crt.psmm

pd mm

pN /

m2

ρ

aer kg /

DV

m3/s

zrot

τ s

Pa

WPu

Wη -

ta oC

pb

bar

Obs.

173

H2O H2O m3

1

2

3

4

5

174

19. INCERCAREA SI REGLAREA POMPELOR DE INJECTIE SI A INJECTOARELOR

19.1 Încercarea si reglarea pompelor de injectie


Pompa de injectie are rolul de a mari presiunea combustibilului, la valorile stabilite, pentru a se asigura functionarea injectoarelor. Presiunea de injectie (de deschidere a acului injectorului indicator) se stabileste experi-mental, in functie de tipul motorului, fiind cuprinsa intre 100 . . . 300 bar.

O pompa de injectie trebuie sa satisfaca urmatoarele cerinte:

- sa asigure debitarea unei cantitati de combustibil precis determinata pentru fiecare cilindru si pentru fiecare regim functional al motorului;

- inceputul injectiei combustibilului sa se produca cu un anumit unghi de avans, fata de punctul mort superior;

- combustibilul sa fie debitat dupa o lege de injectie la care economicitatea si puterea motorului sa fie maxime;

- inceputul si sfirsitul injectiei combustibilului sa se produca brusc.

Cand cantitatile de motorina nu sunt introduse corespunzator sarcinii, motorul nu va dezvolta puterea necesara, iar debitarea neegala a motorinei in cilindri face ca motorul sa functioneze neuniform, solicitarea arborelui cotit fiind mult accentuata.

Cele mai des utilizate pompe de injectie sunt pompele cu piston –sertar si pompele cu distribuitor rotativ. În figura 19.1 se arata un element al pompei cu piston sertar si, alaturat, cîteva detalii principale. În cilindrul 1 se deplaseaza pistonul-sertar 2, actionat într-un sens de cama 3, fixata pe axul 4, iar în celalalt de arcul 5. Cama actioneaza prin intermediul tachetului 6 prevazut cu rola 7, fixata pe axul 8 prin intermediul unui rulment cu ace. Tachetul transmite miscarea la tija pistonului prin intermediul surubului de reglare 9. Arcul se reazema cu un capat pe discul fix 10, iar cu celalalt pe discul mobil 11, fixat la capatul tijei pistonului. Pe cilindrul 1 se roteste liber bucsa 12, prevazuta la partea inferioara cu doua ferestre 13 (v.detaliul a); la partea superioara a bucsei rotitoare se fixeaza coroana dintata 14 cu ajutorul surubului 15.

175

Fig.19.1 Sectiune printr-un element al pompei de injectie, cu piston-sertar:

1 – cilindru; 2 – piston sertar; 3 – cama; 4 – ax; 5 – arc; 6 – tachet; 7 - rola; 8 – ax; 9 - surub de reglare; 10 – disc fix; 11 – disc mobil ; 12 - bucsa ; 13 – ferestre; 14 – coroana dintata; 15 – surub;16 - cremaliera; 17 – bucsa rotitoare cu proeminente; 18 – orificiu de alimentare; 19 – canal de alimentare cu combustibil ; 20 – corpul pompei; 21 – supapa de refulare; 22 – scaunul supapei; 23 - arc; 24 – racord de presiune; 25 – guler conic; 26 guler.

Coroana dintata angreneaza cu cremaliera 16, iar pistonul-sertar angreneaza cu bucsa rotitoare prin proeminentele 17, care se deplaseaza liber în lungul bucsei, prin ferestrele 13. Cilindrul comunica prin orificiile de alimentare 18 (detaliul b) cu canalul de combustibil 19, practicat în corpul 20 al pompei. La partea superioara a cilindrului se plaseaza supapa de refulare 21 cu scaunul ei 22; supapa de refulare este mentinuta pe scaun de arcul 23 închis în racordul de presiune 24. Supapa de refulare (detaliu c) intra în scaunul ei cu coada cilindrica, pe care sunt practicate santuri longitudinale pentru trecerea combustibilului. Ea asigura etansarea prin gulerul conic 25. Capul pistonului-sertar comporta o prelucrare speciala (detaliul d): se prelucreaza la strung gulerul g, se frezeaza canalul c care stabileste legatura dintre spatiul de deasupra pistonului si guler si se frezeaza o rampa elicoidala r. Pe corpul pistonului se prelucreaza santul de laminare l.

19.1.2 Descrierea instalatiei si mersul lucrarii

Instalatia pentru incercarea pompelor de injectie (fig.24.2) se compune din: batiul, pe care sunt montate toate celelalte sisteme si dispozitive; motorul electric trifazat de antrenare, cu o putere de 2 kW impreuna cu instalatia electrica; variatorul hidraulic, cu ajutorul caruia se poate regla turatia axului de antrenare in limitele 0 si 3000 rot / min; dispozitivul de masurare automata a numarului injectiilor; coroana gradata care da posibilitatea citirii unghiului de rotatie cu care are

176

loc injectia (durata injectiei); dispozitivul de asezare si fixare a pompei de verificat; cuplajul dintre pompa si arborele variatorului, injectoarele etalon cu conductele de legatura si dispozitivele de aerisire; sistemul de alimentare cu motorina compus din rezervor, pompa si filtru; sistemul de distributie care da posibilitatea conducerii motorinei la diferite locuri, cu diferite presiuni, prin robinetul de reglare cu pozitiile A, B, C; aparatura de masurat in cadrul careia intra un manometru si un tahometru. Fazele de lucru pentru executarea incercarii si reglarii pompei de injectie se succed in urmatoarea ordine: Se monteaza pompa de verificat pe dispozitivul de asezare, centrarea facandu-se dupa cuplajul de antrenare, iar fixarea prin organele de strangere.

Prin conductele de legatura se face legatura pompei de injectie cu injectoarele etalon, apoi se porneste motorul electric de antrenare prin apasarea butonului ( I ). Manevrand robinetul se regleaza presiunea de debitare a pompei de alimentare a standului la valoarea de 1 . . . 1,5 bar, iar prin intermediul manetei 13 se cupleaza variatorul hidraulic astfel ca sensul de rotatie a axului de antrenare sa corespunda cu sensul normal de rotatie a pompei de verificat. Se cupleaza eprubetele la duzele injectoarelor, fixandu-se numaratorul de injectii pe tamburul de reglare (200, 300 etc.), astfel ca dupa efectuarea injectiilor programate sa se opreasca automat.

Fig.19.2 Schema bancului pentru încercarea pompelor de injectie:1-motor electric trifazat; 2 – variator hidraulic; 3 – dispozitiv de masurare automata a numarului injectiilor; 4 – coroana gradata; 5 – dispozitiv de asezare si fixare a pompei

de verificare; 6 – cupla; 7 – injectoare etalon; 8 – rezervor; 9 – pompe de înalta si joasa presiune; 10 – filtru; 11 – manometru; 12 – tahometru; 13 – manta de cuplare.

a) Controlul si reglarea inceputului pomparii. În cazul unei pompe de injectie care alimenteaza un motor Diesel cu patru cilindri, o cama a axului cu came a pompei trebuie sa parcurga un unghi de 90o, in caz contrar elementul pompei actionat de cama respectiva, va incepe pomparea mai devreme sau mai tarziu de momentul optim.

177

Momentul la care acul injectorului incepe ridicarea de pe sediu, masurat fata de punctul mort superior (p.m.s) in functionare, se numeste avans la injectie β i.

Uzinele constructoare indica avansul static la injectie β s , care reprezinta momentul la care marginea superioara a pistonului elementului de pompa inchide orificiul de incarcare (fig.19.3, poz.4) masurat fata de p.m.s.

Fig.19.3 Pozitiile pistonului – sertar în functionare:1,3 - orificii, 2 – rampa elicoidala; 4 – capul pistonului.

Avansul static se determina prin metoda meniscului, cand motorul este in repaus. Se indeparteaza conducta de injectie de la pompa si se monteaza in locul ei o conducta, prevazuta la o extremitate cu un tub de sticla, cu diametrul interior de 1 . . . 1,5 mm. Apoi, se executa cateva rotatii ale pompei, pana cand apare vizibil nivelul combustibilului in tubul de sticla. Se roteste din nou motorul cu manivela si se determina momentul in care nivelul combustibilului in tubul de sticla incepe sa creasca. Se raporteaza acest moment la p.m.s. precizat de obicei pe volant si se obtine avansul static.

b) Reglajul cantitatii de combustibil refulat la o cursa a pistonului si deci reglarea sarcinii motorului se realizeaza rotind pistonul 2, prin intermediul bucsei cu proeminente 17 (fig.19.1). În figura 19.3 este indicata pozitia relativa a pistonului fata de cilindru la diverse regimuri de functionare.

Pompa functioneza astfel (fig.19.3): cilindrul se umple cu combustibil la sfirsitul cursei de coborare, cand pistonul descopera orificiile de alimentare (pozitiile 1 si 2); apoi, cand pistonul se ridica, pompa nu refuleaza, deoarece, initial, orificiile de legatura cu canalul de joasa presiune sunt deschise astfel ca cilindrul se descarca (pozitia 3), iar pistonul executa prima cursa moarta, pana în pozitia 4, cand acopera complet orificiile si izoleaza cilindrul fata de exterior. Teoretic, cursa de refulare începe din pozitia 4 si dureaza pana cand rampa elicoidala atinge marginea inferioara a orificiilor de alimentare (pozitia 5). Din acest moment, combustibilul din cilindru are acces spre canalul de joasa presiune, prin canalul si gulerul practicate pe capul pistonului (pozitia 6), de aceea pompa înceteaza refularea, dar pistonul continua înca sa se ridice, efectuand cea de-a doua cursa moarta. Pistonul n-are voie sa depasasca pozitia 6, deoarece, din acest moment (pozitia 7) izoleaza din nou cilindrul de exterior si începe o noua cursa utila (pozitia 8), ceea cu nu este permis.

178

Pentru a asigura reglarea debitului de combustibil, pistonul este prevazut pe suprafata laterala cu un canal profilat. Unul din peretii canalului este rectiliniu, iar celalalt are forma elicoidala 2. La sarcini partiale, cursa utila a pistonului, la o pozitie relativa oarecare a acesteia fata de cilindru, dureaza din momentul cand marginea superioara 4 a pistonului inchide orificiile 1 si 3 (fig.19.3) si se termina in momentul in care peretele elicoidal 2 (numit rampa elicoidala) deschide orificiul 1. La sarcina maxima cursa

utila este egala cu lungimea capului pistonului, deoarece injectia combustibilului incepe cand pistonul inchide orificiile 1 si 3 si se termina cand marginea inferioara a pistonului deschide orificiile 1 si 3. Pentru a opri motorul pistonul se roteste in pozitia 3, pozitie in care nu se debiteaza combustibil deoarece orificiul 1 este in permanenta descoperit de catre canalul taiat in corpul pistonului.

c) Reglarea neuniformitatii debitului. Cand pompa de injectie este alcatuita din mai multe elemente de refulare, este necesar sa se corecteze debitul de combustibil pentru a asigura o debitare uniforma. În acest scop se slabeste surubul 15 (fig.19.1). Mentinand cremaliera într-o pozitie neschimbata, se roteste bucsa 12 si odata cu ea pistonul sertar, pana cand debitele refulate de diferite elemente de pompa ajung în limitele prescrise.

Operatiile se repeta pana se obtine debitul dorit.

Gradul de neuniformitate al debitului se calculeaza cu relatia:

[%] (19.1)

unde: Dmax si Dmin - reprezinta debitul maxim, respectiv minim de

combustibil la elementii pompei, pentru un anumit numar de cicluri;

este debitul mediu.

Abaterile admisibile ale neuniformitatii debitarii la functionarea motoului în sarcina nu trebuie sa depaseasca 2 . . . 4 %, iar la turatia minima 5 . . . 7 %.

d) Caracteristica de debit a pompei de injectie, reprezinta variatia debitului de combustibil in functie de pozitia cremalierei, D = f (h), la turatie si presiune de injectie constanta.

179

Fig. 19.4 Caracteristica de debit a unei pompe de injectie.

Ridicarea caracteristicii de debit (fig.19.4) se face prin incercarea pompei de injectie pe instalatie, pentru o turatie corespunzatoare regimului nominal al motorului. Pentru o anumita pozitie a cremalierei se masoara turatia axului cu came si cantitatea de combustibil debitata de elementii pompei de injectie intr-un timp determinat.

Debitul de combustibil pe ciclu pentru un element se poate calcula cu relatia:

; (19.2)

unde: Ch este consumul orar de combustibil, in kg/h;

i - numarul de elementi ai pompei;

ρ - masa specifica a combustibilului, in kg / m3;

n - turatia pompei de injectie, in rot / min.

Cursa utila a cremalierei va corespunde variatiei debitului de combustibil de la sarcina minima la sarcina maxima.

e) Caracteristica de turatie a pompei de injectie, reprezinta variatia debitului de combustibil in functie de turatia axului pompei D = f (n).

Între presiunea medie indicata pi , presiunea medie efectiva pe si presiunea medie de frecare pfr

ale motorului exista urmatoarea dependenta:

( 19.3 )

Scaderea debitului de combustibil D produce scaderea presiunii medii indicate, aceasta in cazul cand pompa de injectie functioneaza fara regulator, iar in cazul cand functioneaza cu regulator, procesul este invers (fig.19.5).

180

Fig.19.5 Variatia debitului de combustibil în functie de turatie la un motor Diesel cu si fara regulator.

Presiunea medie de frecare creste putin cu marirea turatiei arborelui cotit la toate tipurile de motoare.

Pentru a asigura o functionare stabila, este necesar ca la marirea turatiei presiunea pi sa scada iar la micsorarea turatiei, pi sa creasca. Din figura 19.5 se vede ca in cazul cand pompa de injectie functioneaza fara regulator, la micsorarea turatiei de la n2 spre n1, motorul se va opri. Cand turatia creste de la n2 spre n3 , deoarece pi > pfr , motorul se va ambala, aparand pericolul unor suprasolicitari ale pieselor motorului, datorita fortelor de inertie.

Pentru mentinerea functionarii stabile a motorului este necesar a se urmari, in mod continuu, cantitatea de combustibil debitata, in functie de turatie. Aceasta se realizeaza prin intermediul unui regulator, pentru toate regimurile, care inlatura pericolul de ambalare a motorului la cresterea turatiei, cat si pericolul de oprire la scaderea turatiei si asigura o dependenta intre cantitatea de combustibil debitata in cilindrii motorului si turatie, in toata gama de turatii a motorului Diesel.

Cele mai utilizate pompe pentru motoarele cu turatie ridicata sunt pompele de injectie cu distribuitor rotativ. Ansamblul unei pompe de injectie cu distribuitor rotativ si regulator mecanic, este redat in figura 19.6.

Rotorul 11 si capul hidraulic 10 sunt de mare precizie, de precizia lor depinzand in foarte mare masura functionarea corespunzatoare a pompei de injectie. La capatul de antrenare a rotorului se afla pistonasele 24, actionate de lobii inelului cu came 23, prin intermediul tachetilor 22 si rolelor 27.

Cursa de refulare (pompare) are loc la trecerea rolelor 27 peste lobii camelor, iar dupa depasirea lobilor, combustibilul, sub presiunea de alimentare impinge pistonasele plonjoare, realizandu-se astfel cursa de aspiratie. Canalul axial din rotor vine pe rand in legatura cu canalele de aspiratie, precum si cu cele de refulare 20 spre injectoare, in functie de ordinea de functionare.

Capul hidraulic 10, consta intr-o bucsa interioara si un manson exterior fretat, fiind fixat de corpul pompei prin trei suruburi. La majoritatea pompelor (dotate cu regulator de avans automat), unul din suruburi este

181

inlocuit cu un racord 21, care permite accesul combustibilului la presiunea de transfer, catre camera pistonului dispozitivului de avans.

Fig.19.6 Ansamblul unei pompe de injectie cu distribuitor rotativ; 1- ax de antrenare; 2-capacul regulatorului; 3-corpul pompei; 4-carcasa contramaselor; 5-contramase; 6-placa de reglaj din fata; 7-supapa de dozaj; 8-alezajul supapei de dozaj; 9-canal de dozaj; 10-cap hidraulic; 11-rotor; 12-inelul pompei de transfer; 13-garnitura; 14-

rotorul pompei de transfer; 15-supapa de reglare; 16-surub de fixare; 17-paletele pompei de transfer; 18-canal de distributie; 19-canal de aspiratie; 20-racord de refulare; 21-racordul

dispozitivului automat de avans; 22-tachet; 23-inel cu came; 24-piston plonjor; 25-placa de reglaj din spate; 26-placa de cuplare; 27-rola; 28-axul regulatorului; 29-variator automat de

avans; 30-pivotul inelului cu came; 31-semeringuri; 32-racord de retur; 33-bratul regulatorului; 34-parghia de stop; 35-tija regulatorului; 36-resortul principal al regulatorului; 37-surub de reglare la relanti; 38-parghie de acceleratie; 39-surub de reglare a turatiei; 40-

racord de alimentare.

19.1.3 Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Cu relatia (19.1) se determina gradul de neuniformitate a debitarii, rezultatele obtinute se compara cu valorile admisibile. În cazul cand abaterile sunt mai mari de 5 . . . 7 %, la turatia minima si de 2 . . . 4 % la turatia nominala, se procedeaza la reglarea elementilor pompei de

injectie. Rezultatele se trec in tabelul 19.1.

Tabelul 19.1 Masuratori si rezultate experimentale

Nr.crt. Pozitia cremalierei [mm]

Turatia pompei,rot/min

Nr.de cicl.N.c.

Vol. de comb. pentru un element

NeuniformitateaN [%]

Debit/ciclu pt.un element

182

1 2 3 4

1 h ≠ ct

2 h ≠ ct

3 h ≠ ct

4 h ≠ ct

1 h = ct

2 h = ct

3 h = ct

4 h = ct

La interpretarea caracteristicilor de debit si turatie se va arata semnificatia acestora, in functionarea motorului, precum si rolul regulatorului.

183

20. DETERMINAREA CARACTERISTICILOR DE TURATIE ALE MOTOARELOR CU ARDERE

INTERNA CU PISTON

20.1 Notiuni de baza

Caracteristicile de turatie ale motoarelor cu ardere interna cu piston reprezinta relatii intre parametrii de lucru ai motoarelor si turatia acestora. In cadrul lucrarii se determina variatia puterii efective, a momentului efectiv, a consumului specific efectiv si a randamentului respectiv in functie de turatie la un motor cu aprindere prin scâ nteie (MAS) si la un motor Diesel (MAC). La motoarele cu aprindere prin scâ nteie se definesc asa-numitele caracteristici exterioare, obtinute la deschiderea totala a clapetei obturatoare de la carburator, cu un unghi optim de avans la aprindere. La motoarele Diesel caracteristicile exterioare se obtin la o pozitie fixa a cremalierei pompei de injectie, corespunzatoare cu aprinderea fara fum a regimului maxim de viteza si cu unghiul optim de avans la injectia combustibilului.

In afara de aceste caracteristici se mai cunosc caracteristicile de turatie partiale (cu deschiderea partiala a clapetei obturatoare - pentru MAS-uri), caracteristica limitei de fum si caracteristica limita (la MAC-uri).


Pentru efectuarea lucrarii se utilizeaza doua instalatii experimentale, una pentru MAS, alta pentru MAC (fig.20.1). Ambele instalatii se compun in principal din: motorul (1), cutia de viteza (2), frâ na hidraulica (3), indicatorul frâ nei (4), tahometrul (5), conducta de apa (6) si balanta pentru combustibil (7).

Masuratorile se fac dupa intrarea instalatiei in regim normal de functionare. Modificarea turatiei se face cu ajutorul frâ nei hidraulice, reglâ nd incarcarea acesteia prin deschiderea robinetului prevazut de conducta 6, (fig.20.1). Se pun pe balanta greutati, astfel incâ t indicatorul acesteia sa se gaseasca la valorile maxime ale scalei. Prima masuratoare se face la turatia minima a motorului. Incercarile urmatoare se fac la turatii din ce in ce mai mari, micsorâ nd incarcarea frâ nei, prin inchiderea robinetului. La fiecare determinare se mareste turatia cu 200-300 rot/min., pâ na se ajunge la turatia maxima. Pentru fiecare incercare se noteaza turatia n, in rot / min, forta de franare aplicata la frana hidraulica, F , in N si timpul τ , in s, in care motorul consuma 0,1 kg combustibil. Pentru eliminarea erorilor intâ mplatoare se recomanda ca masuratorile sa se repete de mai multe ori.

184

Fig. 20.1 Instalatia experimentala:1- motor; 2- cutie de viteza; 3- frana hidraulica; 4- indicatorul franei; 5- tahometru; 6-

conducta de apa; 7- balanta.

20.3 Prelucrarea si interpretarea rezultatelor

Prelucrarea rezultatelor masuratorilor experimentale se face cu ajutorul calculatorului electronic, obtinâ ndu-se in final functii de gradul doi care aproximeaza caracteristicile de turatie, utilizâ nd in acest scop metoda celor mai mici patrate. Fie M numarul de câ te ori se repeta masurarea fiecarei marimi la o anumita turatie si N numarul de turatii la care se efectueaza determinari experimentale.

Utilizâ nd notatiile:

c - consumul de combustibil impus, c = 0,1 kg;

ni - turatia;

Fi,k - forta de frâ nare;

τ i,k - timpul in care se consuma c kg combustibil, unde i=1....N,iar k=1.....M, relatiile de calcul in sistemul international au forma:

- valorile medii ale fortei de frâ nare:

[N] (20.1)

iar daca

185

atunci

[N]

- media aritmetica sau patratica a timpilor:

[s]

sau, daca:

atunci:

[s] (20.2)

-momentul de frâ nare:

Mei = l.Fi [N.m] , (20.3)

unde: Fi este forta medie, in N; l - bratul frâ nei; l = 0,7162 m;

- viteza unghiulara:

[s-1] (20.4)

- puterea efectiva dezvoltata de motor:186

Pei = Mei ω i .10-3 [kW]; (20.5)

- consumul specific efectiv:

cei = [kg / kWh]; (20.6)

- randamentul efectiv:

[-] (20.7)

In aceste relatii qi este puterea calorica inferioara, cu valorile aproximative:

- pentru benzina:

qi = 40.000 kJ / kg

- pentru motorina:

qi = 41.000 kJ / kg.

Valorile experimentale ale caracteristicilor de turatie se interpoleaza cu o functie de gradul II de forma:

f = Xn2 + Yn + Z, (20.8)

unde: X,Y si Z sunt coeficienti necunoscuti, care se determina prin metoda celor mai mici patrate. Astfel rezulta functia f care interpoleaza valorile experimentale, cu o eroare patratica minima.

La elaborarea programului de calcul s-a adoptat N = 10, astfel incâ t din (20.8) se obtine sistemul de ecuatii:

f1 = X.n12 + Y.n1 + Z,

fi = X.n2i + Y.ni + Z, (20.9)

f10 = X.n210 + Y.n10 + Z,

unde fi este valoarea experimentala a marimii respective (Mei, Pei, cei sau η ei) la turatia ni, i=1-10.

187

Folosind primele trei ecuatii, pentru a avea un sistem compatibil determinat, cu necunoscutele

si :

(20.10)

se obtin solutiile

Necunoscutele introduc aproximatiile x, y si z astfel incâ t:

(20.11)

Valorile marimilor x, y si z se determina din conditia ca suma patratelor erorilor vi, ce rezulta din masuratorile experimentale fi si cele obtinute prin interpolare, sa fie minima:

fi = fi (X,Y,Z) − vi

(20.13)

Conditia (20.13) este indeplinita daca derivatele partiale in raport cu x,y si z se anuleaza. Astfel:

(20.14)

(20.15)

introducâ nd notatiile:

ai = ; bi = ni; ci =1 ;li = fi – fi ( ), i= 1 ÷ 10,

rezulta:

188

(20.16)

Din conditiile:

(20.17)

se obtine sistemul de ecuatii normale:

(20.18)

Rezolvâ nd sistemul de ecuatii normale se obtin aproximatiile x, y, z, iar cu relatiile (20.11) se calculeaza X, Y, Z. In acest mod functia de interpolare (20.8) este cunoscuta.

Pe baza acestor relatii s-a elaborat un program de calcul in MCD, program care se gaseste pe reteaua de calculatoare a catedrei de Termotehnica, Masini si Echipamente Termice din Universitatea Tehnica - Cluj-Napoca si se poate accesa sub numele FIT– ORI. MCD.

Toate rezultatele obtinute se trec in tabelul 20.1. In final se traseaza caracteristicile de turatie, dupa modelul din figura 20.2 intocmindu-se doua aemenea grafice, unul pentru MAS si altul pentru MAC.

189

Fig. 20.2 Curbele caracteristice de turatie

In ipoteza in care nu se utilizeaza calculatorul electronic se vor determina caracteristicile de turatie utilizâ nd relatiile (20.1)......(20.7) si se renunta la calculul functiei de interpolare (20.8). Studentii vor compara caracteristicile de turatie ale motoarelor supuse incercarilor cu caracteristicile date in literatura de specialitate si vor preciza turatia economica a motoarelor.


Nr.crt. Marimea Simbol U.M. M.A.S. M.A.C.i=1 2 3 4... i=1 2 3 4...

1. Turatia ni rot/min

2. Forta de frâ nare Fi N

3. Timpul τ i s

4. Momentul efectiv M*ei N.m

5. Viteza unghiulara ω i s-1

6. Puterea efectiva P*ei kW

7. Consumul specific

efectiv

c*ei kg/kWh

8. Randamentul efectiv η *ei-

9. Functia de interpolare f(n) f(n) t...n2 + ..n + ..

f(n) t...n2 + ..n + ..

190

La marimile afectate prin semnul * se va specifica la numarator valoarea obtinuta experimental si calculata cu relatia (20.1)....(20.7), iar la numitor valoarea obtinuta prin programul FIT – ORI . MCD .

191

21. BILANTUL TERMIC AL UNUI MOTOR DIESEL IN PATRU TIMPI


Bilantul termic al unui motor exprima modul de repartitie a energiei termice (caldurii disponibile), intre energia echivalenta lucrului mecanic efectiv si diferitele pierderi care apar (fig.21.1).

<>

Fig. 21.1 Schema fluxurilor de caldura intrate si iesite dintr-un motor cu ardere interna cu piston.

Din analiza termenilor bilantului termic, rezulta daca energia termica este utilizata eficient, corespunzator mersului economic al motorului, contribuind la gasirea si indepartarea cauzelor care duc la folosirea neeconomicoasa a energiei termice. Bilantul termic este util în calcule de dimensionare a suprafetelor de racire, calculul instalatiei pentru recuperarea gazelor evacuate,

etc.

Ecuatia bilantului termic se scrie pe baza ecuatiei conservarii energiei, sub forma:

[kW] (21.1)

unde:

este fluxul de energie termica obtinut prin arderea combustibilului consumat de motor (energie disponibila), in kW;

- energia termica transformata in energie mecanica efectiva (lucru mecanic efectiv), in kW;

- fluxul termic cedat fluidului de racire, in kW;

- fluxul termic pierdut prin gazele de ardere, prin evacuare, in kW;192

- fluxul termic pierdut datorita arderii chimice incomplete, in kW;

- restul bilantului termic, in kW.

Fluxul termic, dezvoltat prin arderea combustibilului in cilindrii motorului, se determina cu relatia:

(21.2)

unde:

Ch este consumul de combustibil, in kg/s;

Qi - caldura de ardere inferioara a combustibilului, in kJ/kg.

Fluxul termic , echivalent lucrului mecanic efectiv este:

[kW] (21.3)

unde:

Pe este puterea efectiva a motorului, in kW.

Raportul:

[-] (21.4)

reprezinta randamentul efectiv al motorului.

Fluxul termic pierdut prin fluidul de racire, la motoarele racite cu lichid se determina prin masurarea debitului apei de racire in kg/s, si a temperaturii acestuia la intrare si iesire din motor,

in ºC, obtinandu-se:

[W] (21.5)

unde:

193

este debitul apei de racire, in kg/s;

- caldura specifica medie a apei, in kJ/(kgK);

- temperaturile apei la intrare, respectiv la iesire din

motor, in ºC.

Fluxul termic pierdut prin gazele evacuate se determina facand diferenta dintre entalpia gazelor arse evacuate si entalpia incarcaturii proaspete care intra in motor; aceasta deoarece la umplerea

cilindrului incarcatura proaspata poseda o entalpie care nu intra in primul membru al ecuatiei bilantului termic:

[kW] (21.6)

unde:

este debitul gazelor evacuate în kg/s;

- debitul de aer în kg/s;

- caldurile specifice ale gazelor evacuate si aerului, in kJ/(kg.K) ;

- temperatura gazelor in racordul de evacuare, in ºC;

- temperatura aerului la admisie, in ºC.

Admitand ca , rezulta:

[kW] (21.7)

Debitul de gaze se determina din relatia:

[kg/s] (21.8)

unde:

S este aria sectiunii tevii de evacuare, in m2;194

w - viteza gazelor in teava de evacuare, in m/s;

ρ - densitatea gazelor evacuate, in kg/m3.

Viteza gazelor se obtine, masurand presiunea dinamica pd, cu ajutorul unui tub Pitot, cuplat cu un micromanometru, din relatia:

[m/s] (21.9)

unde: pd este presiunea dinamica, in N/m2.

Densitatea trebuie adusa la conditiile de lucru.

Fluxul termic pierdut datorita arderii chimice incomplete, se determina prin analiza gazelor evacuate si determinarea pe aceasta cale a componentilor care mai contin energie chimica.

Arderea incompleta poate avea loc nu numai pentru un coeficient al excesului de aer < 1 ci si in cazul cand λ ≥ 1, din cauza imperfectiunii amestecului si a arderii:

[kW] (21.10)

unde:

Vi este cantitatea componentilor nearsi din gazele de evacuare, in m3N/s;

Qiam – caldura de ardere inferioara a componentilor gazosi nearsi din gazele de evacuare, in kJ/m3

N.

Restul bilantului termic se determina astfel:

[kW] (21.11)

si cuprinde toate celelalte pierderi care n-au fost luate in considerare, de exemplu energia termica corespunzatoare lucrului mecanic de frecare care nu trece in fluidul de racire, energia consumata pentru punerea in functiune a mecanismelor auxiliare, pierderile in mediul ambiant prin suprafata

exterioara a motorului etc.

În tabelul 28.1 se dau valorile orientative pentru fluxurile termice ale bilantului termic ale motoarelor cu ardere interna cu piston.

195

Tabelul 21.1 Valori orientative pentru fluxurile termice care intra în bilantul termic

Tipul motorului

[ % ] [ % ] [ % ] [ % ] [ % ]

M.A.S. 21 . . . 29 14 . . . 28 28 . . . 48 1 . . . 40 8 . . . 19

M.A.C. 28 . . . 41 16 . . . 33 24 . . . 44 1 . . . 4 8 . . . 16

21.2 Descrierea instalatiei

Marimile necesare elaborarii bilantului termic la un anumit regim de functionare al motorului se obtine din masuratori directe, avand motorul montat pe un stand ca in lucrarea nr. 20, completata cu termometre pentru masurarea temperaturii aerului admis in motor, a apei de racire la intrarea si iesirea din motor.

Pe racordul de evacuare a apei de racire se monteaza un robinet cu trei cai care permite colectarea apei de racire consumata in timpul masurarii si cantaririi acesteia. Instalatia este prevazuta cu un tub Pitot-Prandtl cu ajutorul caruia se masoara presiunea dinamica a gazelor in racordul de evacuare. La teava de evacuare se monteaza un racord pentru captarea gazelor arse in vederea determinarii compozitiei chimice a acestora.

21.3 Mersul lucrarii

Dupa intrarea motorului in regim normal de functionare se determina consumul orar de combustibil si puterea efectiva a motorului cu relatiile:

[kW]

si

Ch = [ kg/h ].

Se citeste din trei in trei minute temperatura apei de racire la iesirea si intrarea in motor, precum si temperatura gazelor evacuate si a aerului, facandu-se o medie pentru temperaturi (la intrare si la iesire) atat pentru apa cat si pentru gaze - respectiv aer, determinandu-se astfel temperaturile

te, ti, tge si ta . Caracteristicile de ardere a unor combustibili sunt trecute in tabelul 21.2.

Tabelul 21.2 Marimile caracteristice ale unor combustibili

196

Combustibilul Omin

[ kmol/kg ]

Lmin

[ kmol/kg ]Qi

[ kJ/kg ]

Benzina 0,1065 0,5073 43524

Motorina 0,1043 0,4966 41850

Petrol 0,1058 0,4038 43105

Din analiza chimica a gazelor rezulta compozitia acestora. Din tabele se iau caldurile specifice

ale componentilor si se determina caldura specifica medie cu relatia:

[J/(kg.grd)] (21.12)

unde:

gi sunt participatiile masice ale componentelor gazelor;

ci - caldurile specifice ale componentelor gazelor arse, in J/(kg⋅ K).

Se masoara presiunea dinamica a gazelor in racordul de evacuare si cu relatia (21.9) se va calcula viteza acestora. Se masoara sectiunea racordului de evacuare si cu relatia (21.8) se determina debitul gazelor evacuate.

21.4 Interpretarea rezultatelor

Cu valorile determinate experimental se completeaza tabelul 21.3, in care se introduc si marimile determinate analitic.


M a r i m e a Simbol U.M. I n c e r c a r i

1 2 3 4 5 6 7 8

Consumul orar de combustibil

Ch kg/h

Puterea efectiva Pe kW

Durata masurarii τ s

197

Temperatura apei de racire la intrare

ti ºC

Debitul apei de racire Dapa kg/s

Temperatura gazelor evacuate

tge ºC

Temperatura aerului la admisie

ta ºC

Caldura specifica medie a gazelor arse

cpg J/(kg.K)

Presiunea dinamica a gazelor arse

pd N/m2

Viteza gazelor evacuate w m/s

Aria sectiunii conductei de evacuare

S m2

Debitul gazelor arse kg/s

Fluxul termic disponibil kW

Fluxul termic util kW

Randamentul efectiv η e %

Fluxul termic pierdut prin apa de racire

kW

Fluxul termic pierdut prin gazele evacuate

kW

198

Fluxul termic pierdut prin ardere incompleta.

kW

Restul bilantului termic kW

Fig. 21.2 Diagrama fluxurilor de caldura iesite din conturul de bilant termic al unui motor.

La intocmirea referatului, pe baza rezultatelor masuratorilor si a calculelor se va intocmi schema grafica a bilantului termic, ca in figura 21.2.

Se indica de asemenea masurile propuse pentru reducerea pierderilor de energie termica.

199

22. ORGANOLOGIA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNA CU PISTON, A TURBINELOR CU GAZE

SI A COMPRESOARELOR

22.1 Organologia motoarelor cu ardere interna cu piston

Un motor cu ardere interna reprezinta o masina complexa alcatuita dintr-un sistem de mecanisme, organe de masini si sisteme auxiliare, menite a transforma energia de reactie chimica a combustibilului in lucru mecanic.

În cadrul lucrarii, partile principale ale unui motor cu ardere interna cu piston se vor ilustra pe un motor Diesel de tipul SAVIEM 797-05, (fig.22.1), a carui caracteristici principale sunt:

1.Tipul motorului : 4 timpi in linie, racire cu apa;

2. Numarul cilindrilor : 6 in linie;

3. Alezajul : 192 mm;

4. Cursa pistonului : 112 mm;

5. Cilindreea : 5488 cm3;

6. Raportul de compresie : 18 : 1 ;

7. Puterea nominala : 135 CP (99,2 kW) la 3000 rot/min;

8. Momentul motor : 370 N.m la 1700 rot/min;

9. Consum specific minim de combustibil : 168 g/kWh

10. Masa motorului : 455 kg

11. Ordinea de aprindere : 1-5-3-6-2-4.

Un motor cu ardere interna este o masina complexa alcatuita dintr-un sistem elementar numit mecanism motor, un ansamblu de sisteme auxiliare si aparate de masura si control al functionarii.

Partile componente ale unui motor cu ardere interna cu piston sunt:

Mecanismul motor este alcatuit din doua parti si anume:

200

- partea mobila numita mecanismul biela-manivela care cuprinde trei organe principale: 1 - pistonul, 2 –biela, 3 - arborele motor sau arborele cotit;

- partea fixa care cuprinde carterul superior în care se gasesc cilindrii 4, chiulasa 5 si carterul inferior sau baia de ulei 6 (fig.22.1).

Fig. 22.1 Sectiune printr-un motor:1- piston, 2 - biela, 3 - arbore cotit, 4 - clindri,

5 - chiulasa, 6 - carter inferior, 7 - pompa de ulei, 8 - sistem de distributie, 9 ,10 – supape de admisie, refulare, 11- arbore cu came.

Ansamblul de sisteme auxiliare se compune din:

- sistemul de distributie a gazelor, care cuprinde ansamblul tuturor organelor care permit umplerea periodica a cilindrului cu gaze proaspete si evacuarea periodica a gazelor de ardere din cilindrii motorului in atmosfera. Sistemul de distributie este alcatuit din trei parti: conductele de gaze (colectoarele) care transporta si distribuie fluidul proaspat intre cilindri; colectoarele care colecteaza si transporta gazele de ardere in atmosfera; mecanismul care comanda deschiderea si inchiderea periodica a orificiilor de admisiune si evacuare a cilindrilor; amortizorul sau amortizoarele de zgomot.

Sistemul de alimentare cu combustibil a unui MAC se compune din doua parti: sistemul de inalta presiune sau sistemul de injectie, prin care combustibilul circula la presiuni de sute de bari; sistemul de joasa presiune prin care combustibilul circula la presiuni de cateva atmosfere.

201

Sistemul de injectie este alcatuit din pompa de injectie antrenata de la arborele cotit al motorului prin intermediul sistemului de distributie alcatuit din pinioane cu roti dintate sau curele de distributie, injectoarele si conducte de legatura, numite conducte de inalta presiune .

Sistemul de joasa presiune este alcatuit din pompa de alimentare, filtrele de combustibil, de obicei doua legate in serie, si conducte de joasa presiune. Presiunea de injectie pentru un motor de tipul SAVIEM 797-05 este 190 ± 8 at.

La MAS sistemul de alimentare cuprinde carburatorul în care are loc formarea amestecului carburant (combustibil si aer) care este introdus în galeria de admisie.

- sistemul de ungere, cu circulatie fortata sub presiune este format din: pompa de ulei 7 (fig.22.1) cu roti dintate cu angrenare interioara, care este actionata de arborele cotit, filtrul de ulei , supapa de descarcare. Presiunea uleiului este:

• la mers in gol (500 rot/min) 0,8 - 1,4 bar

• turatia maxima (3000 rot/min) 3 - 4 bar.

- sistemul de racire este cu lichid de racire (apa sau antigel) cu circulatie fortata in circuit inchis si reglarea temperaturii prin termostat si jaluzele. Este format din: pompa de apa 12 (fig.22.1), de tip centrifugal, actionata prin curea trapezoidala de la fulia arborelui cotit, ventilatorul 13, cu sase palete, montat pe butucul arborelui cotit, radiatorul de apa, montat in fata motorului.

Temperatura de lucru a lichidului de racire: 80 - 90oC.

- sistemul de pornire - format din electromotor (demaror) si bateria de acumulatoare.

Aparatura de control este alcatuita din termometre, manometre, turometru, etc.

22.2 Organologia turbinelor cu gaze

În instalatiile de turbine cu gaze are loc transformarea energiei chimice a combustibililor in energie termica, in camera de ardere, unde combustibilul este injectat in aerul provenit de la compresor, pentru ca apoi in turbina cu gaze energia potentiala a gazelor de ardere sa se transforme in energie cinetica si aceasta, in energie mecanica, servind la rotirea arborelui turbinei.

Lipsa generatorului de abur si a condensatorului, cu toate instalatiile aferente lor, posibilitatea pornirii rapide si a realizarii relativ simple a unor instalatii mobile, constituie avantajele instalatiilor de turbine cu gaze fata de cele cu abur. Fata de motoarele cu ardere interna, instalatiile de turbine cu gaze au avantaje datorate caracteristicilor functionale ale motoarelor rotative, precum si posibilitati de utilizare a unor combustibili ieftini si de realizare a unor instalatii cu puteri unitare ridicate.

202

Fig. 22.2 Schema functionala a unei instalatii de turbine cu gaze.

Ca dezavantaje se pot aminti: puterea unitara mai mica, siguranta in functionare mai redusa, consum mare de materiale aliate, necesar camerelor de ardere etc.

Partile principale ale unei instalatii de turbina cu gaze sunt: compresorul, turbina cu gaze, camera de ardere, recuperatoarele de caldura (fig. 22.2).

22.3 Organologia unui motor cu reactie

Principalul domeniu de utilizare a motoarelor cu reactie este aviatia, unde a devenit tipul de motor predominant.

Motoarele cu reactie difera de motoarele cu piston si elice prin principiul de producere a fortei de tractiune.

Motorul cu piston, instalat pe un avion, actioneaza elicea prin intermediul careia se produce o forta care se consuma pentru a deplasa inapoi si lateral in sens contrar deplasarii avionului, o mare masa de aer antrenata de paletele elicei. Avionul inainteaza datorita fortei de reactiune a masei de aer deplasata de elice.

Forta de reactiune care asigura inaintarea avionului nu se aplica direct asupra motorului, ci prin intermediul propulsorului (elicei). La motoarele cu reactie, masele de gaze sunt deplasate chiar de catre motor, deci forta de reactiune se aplica direct asupra motorului.

Spre deosebire de motoarele cu piston si elice, la care forta de reactiune, deci forta de tractiune, scade odata cu cresterea vitezei de zbor, la motoarele cu reactie forta de tractiune nu scade cu cresterea vitezei de zbor.

Aceasta particularitate a motoarelor cu reactie, precum si constructia lor mai simpla, greutatea si gabaritele mai reduse, in comparatie cu motorul cu piston, fac ca ele sa fie indicate pentru conditii de zbor de mare viteza.

203

Fig. 22.3 Schema unui turboreactor:1- difuzor, 2- compresor axial, 3- camera de ardere, 4 – con de evacuare, 5 – efuzor, 6 –

turbina cu gaze.

Cel mai raspandit tip de motor cu reactie in aviatie este turboreactorul. În figura 22.3 este prezentata schema unui turboreactor tip RD - 10 cu compresor axial.

Principalele elemente ale unui turboreactor sunt: difuzorul, compresorul, camera de ardere, turbina cu gaze si efuzorul reactiv.

22.4 Organologia unui compresor

Compresoarele sunt masini consumatoare de lucru mecanic cu ajutorul carora se ridica presiunea gazelor.

Dupa principiul de functionare, compresoarele se pot clasifica in doua mari grupe si anume:

- compresoare volumetrice;

- compresoare dinamice.

Compresoarele volumice sunt acelea la care ridicarea presiunii gazului se face prin inchiderea lui intr-un anumit volum, micsorarea acestui volum pana la ridicarea corespunzatoare a presiunii si

evacuarea gazului la aceasta presiune.

Din aceasta grupa fac parte compresoarele cu piston, care dispun de un cilindru, in care se deplaseaza liniar si alternativ un piston si compresoarele volumice rotative, care, de asemenea,

dispun de un cilindru in care se gaseste un "piston" cu miscare rotativa. Aceste compresoare sunt utilizate pentru realizarea de presiuni inalte si foarte inalte (1000 bar), la debite de gaz relativ

mici (450 cm3/min.).

204

Compresoarele dinamice sunt acelea la care ridicarea presiunii se face transferând gazului energia cinetica, prin intermediul unui rotor paletat, dupa care urmeaza transformarea acesteia in

energie potentiala de presiune, procesul avand loc in mod continuu.

Din aceasta grupa fac parte compresoarele centrifugale si compresoarele axiale.

La compresoarele centrifugale transformarea energiei se face prin intermediul unor forte centrifugale, ce se exercita asupra moleculelor de gaz, aduse intr-o miscare de rotatie cu ajutorul rotorului paletat. În functie de raportul dintre presiunea de refulare pr si presiunea de aspiratie pa

se numesc:

- turbocompresoare daca

- turbosuflante daca

- ventilatoare daca

La compresoarele axiale transformarea energiei se face prin intermediul unor forte gazodinamice ce actioneaza asupra moleculelor de gaz, forte determinate de asemenea, cu ajutorul unui rotor

paletat. Sunt utilizate pentru presiuni de 5 ... 6 bar si debite ce pot depasi 10.000 m3/min.

În cadrul lucrarii se va arata organologia unui compresor cu piston.

Fig. 22.4 Schema de principiu a unui compresor

205

Un compresor cu piston se compune, in principiu, din urmatoarele elemente(fig.22.4): cilindru C, pistonul P si chiulasa CL, in care sunt montate doua supape. Una dintre supape permite intrarea (aspiratia) gazului in cilindru, numita supapa de aspiratie SA, a doua, supapa de refulare SR prin

care, dupa comprimare se evacueaza (refuleaza) gazul din cilindru.

Compresorul cuprinde si camera de aspiratie CA si camera de refulare CR.

206

23. DETERMINAREA INFLUENTEI NEUNIFORMITATII PRESIUNII DE INJECTIE DEBITATA DE O POMPA DE INJECTIE ASUPRA PARAMETRILOR UNUI MOTOR

Din studiile teoretice si din rezultatele incercarilor experimentale efectuate, a rezultat ca o debitare neuniforma a combustibilului are o influenta negativa aupra functionarii si parametrilor motorului. Cercetarea influentei neuniformitatii debitarii asupra parametrilor motorului, care a fost prezentata in lucrarea 19, presupunea montarea pe motor a unor pompe de injectie cu neuniformitati cunoscute, ceea ce necesita un volum mare de munca si timp. De aceea, s-a ajuns la concluzia ca este util sa se realizeze o instalatie care sa indice permanent neuniformitatea debitarii. In acest scop s-a conceput si realizat o instalatie care cuprinde traductori, placa de achizitie si comanda DAQ si un calculator IBM-PC, care permite vizualizarea presiunii de injectie pentru fiecare racord de refulare al pompei de injectie.

Schema principiala de achizitie a semnalului de la care s-a plecat in realizarea instalatiei este prezentata in figura 23.1. În acest caz placa de achizitie este montata în calculator, senzorii fiind legati prin intermediul modulelor de conditionare a semnalului. Toate semnalele achizitionate au ca variabila independenta timpul.

<>

Fig. 23.1 Schema de principiu pentru achizitionarea datelor

Schema instalatiei realizata si montata pe un motor 797-05 se poate vedea in figura 23.2.

207

<>

Fig. 23.2 Instalatie pentru determinarea presiunii de injectie

Instalatia permite masurarea presiunii de injectie debitata de cele 6 racorduri de refulare ale pompei de injectie cu distribuitor rotativ care echipeaza motorul respectiv.

Instalatia se compune din traductoare de presiune montate la iesirea din pompa de injectie dupa racordul de refulare al caror element sensibil sunt marcile tensiometrice si care transmit semnalul la o punte tensiometrica de unde semnalul ajunge la un calculator IBM-PC dotat cu o placa de achizitie si comanda DAQ. Traductoarele sunt o realizare proprie, configuratia lor putand fi vazuta in figura 23.3.

<>

23.3 Traductor pentru masurarea presiunii:1 – marca tensometrica; 2 – corpul traductorului.

Ele sunt de tipul traductoarelor modulatoare al caror principiu de functionare consta in folosirea unei fractiuni din energia sistemului supus masurarii pentru modificarea unei marimi de circuit electric.

Semnalul dat de traductoare ajunge la puntea de masurare. Pentru minimalizarea erorilor puntea se echilibreaza inainte de inceperea masuratorilor. Etalonarea traductoarelor s-a facut cu ajutorul unei instalatii denumita pompa de etalonat manometre.

Pentru reprezentarea marimilor masurate respectiv a presiunii de injectie s-a folosit programul de

208

achizitii de date LabView. Din cadrul vastei bibliografii a acestui program s-a selectat si realizat schema de achizitii prezentata in figura 23.4.

23.4 Schema de achizitie a datelor

Pe baza celor aratate s-au putut obtine urmatoarele diagrame de variatie a presiunii de injectie prezentate in figura 23.5, 23.6, 23.7.

Fig. 23.5 Variatia presiunii de injectie

209

<>

Fig. 23.6 Variatia presiunii de injectie daca se obtureaza alimentarea unui injector.

210

Fig. 23.7 Variatia presiunii de injectie daca un injector functioneaza necorespunzator.

Neuniformitatea presiunii de debitare care a putut fi calculata din diagramele prezentate sunt de 3%,75% si respectiv de 117% in cazul celei mai mari neuniformitati.

Realizarea acestor neuniformitati similare cu cele din realitate s-a obtinut prin intreruperea partiala a alimentarii cu combustibil a unui injector.

Pe baza neuniformitatilor calculate dupa diagramele din figurile 23.8, 23.9, folosind un program de reprezentari grafice si masurand pe stand turatia motorului, indicatia franei hidrulice si consumul de combustibil s-au calculat parametrii energetici si economici ai motorului.

211

Fig. 23.8 Caracteristica de turatie pentru consum orar.

Fig. 23.9 Caracteristica de turatie pentru putere.

23.2 Mersul lucrarii.

Cu datele obtinute se pot trasa curbele caracteristice ca in lucrarea 20. Se va insista asupra influentei neuniformitatii de debitare asupra parametrilor mai importanti ai motorului: consumul specific de combustibil, puterea, momentul si randamentul efectiv al motorului. Rezultatele se centralizeaza in tabelul 23.1.


Nr. Marimea Simbol U/M Pompa de injectie rotativa Pompa de injectie în linie

212

crt.

1. Turatia

2. Neuniformitatea %

3. Forta de franare

4. Timpul

5. Momentul efectiv

6. Viteza unghiulara

7. Puterea efectiva

8. Consumul specific efectiv

9. Randamentul efectiv

-

Neuniformitatea se calculeaza cu relatia din lucrarea nr.19, in care in loc de debitul maxim respectiv minim se ia presiunea maxima si presiunea minima debitata de pompa de injectie.

24. SEPARAREA TERMICA A UNUI CURENT DE GAZ PRIN EFECT TURBIONAR


Efectul turbionar de racire a fost descoperit in anul 1931 de catre Ranque si consta in separarea energetica a unui curent de gaz compresibil si viscos, care se destinde intr-un ajutaj dispus tangential in raport cu o conducta. Rezultatul acestei separari este formarea a doi curenti de gaz,

213

unul cu temperatura mai mare si unul cu temperatura mai mica decat a gazului ce intra in ajutaj. Schema unui tub cu efect turbionar (tub Ranque) este prezentata in figura 24.1 [18].

Fig.24.1. Schema unui tub cu efect turbionar (tub Ranque):1- cilindru; 2- ajutaj; 3- diafragma; 4- capatul rece; 5- ventil de reglare; 6- capatul cald.

La destinderea gazului in ajutaj se formeaza un curent circular intens, caracterizat prin faptul ca straturile de gaz aflate in vecinatatea axei tubului se racesc, fiind evacuate prin orificiul diafragmei 3, iar cele periferice se incalzesc si parasesc tubul prin ventilul de reglare 5. Prin reducerea sectiunii de curgere a ventilului are loc o crestere a debitului de gaz rece prin diafragma, insotita de scaderea corespunzatoare a debitului de gaz cald. Aceste modificari sunt insotite si de variatii ale temperaturilor curentilor de gaz rece si cald. Schema generala a curgerii gazului intr-un tub Ranque este prezentata in figura 24.2. Profilul vitezei in diferite sectiuni scoate in evidenta faptul ca in tub are loc o variatie importanta a componentei tangentiale a vitezei wt , in functie de raza tubului wt = f (r).

Fig.24.2 Distributia vitezelor.

Referitor la componenta axiala wx se constata ca straturile periferice ale curentului se deplaseaza cu viteze moderate catre ventilul de reglare. Pentru r = 0,7 r1 miscarea axiala practic se anuleaza, iar la valori mai mici ale lui r se remarca o miscare axiala intensa spre sectiunea in care este dispus ajutajul.

Mecanismul efectului de separare energetica, ce caracterizeaza tubul Ranque, este urmatorul: dupa iesirea din ajutaj, curentul turbionar format se extinde pe raza pana cand presiunea statica in zona periferica devine egala cu presiunea din zona centrala, iar curgerea se apropie de o curgere potentiala, adica de un vartej liber. In momentul formarii vartejului liber componenta axiala a

214

vitezei poate fi considerata nula. Datorita gazului care patrunde in continuare in tub, vartejul liber format este obligat sa se deplaseze catre ventilul de reglare. In timpul acestei deplasari viteza periferica a vartejului se micsoreaza ca urmare a viscozitatii gazului si a interactiunii sale cu peretele tubului. Pe masura ce viteza periferica scade, se reduce si gradientul radial al presiunii statice, astfel ca pe de o parte vartejul se extinde spre axa tubului, iar pe de alta parte se formeaza un gradient axial de presiune care obliga particulele de gaz intrate in zona axiala sa-si inverseze sensul de miscare si sa se deplaseze deci spre sectiunea orificiului.

In timpul acestui proces are loc atat un transfer de energie cinetica cat si un schimb de caldura turbulent intre curentii de gaz care, isi modifica in mod corespunzator temperatura.


Pentru aprecierea cantitativa a efectului turbionar se introduc urmatoarele notatii:Ta, pa - temperatura si presiunea gazului comprimat la admisie;Tc, pc - temperatura si presiunea curentului de gaz cald;Tf, pf - temperatura si presiunea curentului de gaz rece; ∆ pc, ∆ pf - caderile de presiune pe diafragme pentru gazul cald si rece;Dma, Dmc, Dmf - debitul masic corespunzator celor trei curenti de gaz.

Schema instalatiei de masurare este prezentata in figura 24.3.

215

Fig.24.3 Instalatia experimentala pentru separarea energetica a aerului comprimat: 1- conducta de alimentare cu gaz sub presiune; 2- tub Ranque; 3- ventil de reglare; 4- conducta cu gaz cald; 5-

diafragma; 6- manometre diferentiale; 7- conducta cu gaz rece; 8- manometre; 9- termometre.

Dupa deschiderea ventilului de alimentare cu gaz comprimat si stabilizarea procesului, se citesc la aparatele indicatoare presiunile si temperaturile pe cele trei conducte precum si caderile de presiune pe diafragme.


Pentru prelucrarea rezultatelor se introduc urmatoarele marimi caracteristice:

∆ Tf = Ta - Tf , (24.1)

care reprezinta scaderea temperaturii curentului rece;

∆ Tc = Tc - Ta , (24.2)

avand semnificatia cresterii temperaturii curentului cald,

(24.3)

numit fractiune de gaz rece.

Avand in vedere ca cele doua debite se masoara in acelasi mod

fractiunea µ (24.3), se poate scrie sub forma:

(24.4)

Pentru aprecierea economicitatii tubului se defineste randamentul intern η care reprezinta raportul dintre diferentele de temperatura ∆ Tf si ∆ Ts :

(24.5)

unde:

(24.

216

6)

si are semnificatia variatiei temperaturii la destinderea adiabata reversibila a gazului de la pa la pf

,

(24.7)

Densitatile aerului pentru cele doua stari se calculeaza cu relatiile:

(24.8)

(24.9)

Pe baza masuratorilor efectuate se calculeaza ∆ To si ∆ Tf cu relatiile (24.1) si (24.2), fractiunea de gaz rece folosind expresiile (24.8), (24.9) si (24.4), precum si randamentul intern utilizand relatiile (24.6), (24.7) si (24.5). Rezultatele masuratorilor si calculelor se trec in tabelul 24.1 si in final se traseaza graficul ∆ Tf = f1 (µ ) si ∆ Tc = f2 (µ ), care calitativ este redata in figura 24.4.

<>

Fig. 24.4 Graficul variatiilor de temperatura functie de fractiunea

de gaz rece.


217

Nr.crt.

pa

[Pa]

Ta

[K]

pc

[Pa]Tc

[K]Pf

[Pa]Tf

[K]pb

[Pa]∆ Tc

[K]

∆ Tf

[K]

µ [-]

η [%]

1.

2.

3.

4.

5.

6.

25. STUDIUL PROCESULUI DE COMPRIMARE INTR-UN EJECTOR


Ejectorul sau compresorul cu jet este un dispozitiv destinat comprimarii sau deplasarii gazelor, vaporilor si lichidelor. Principiul de functionare al unui ejector se bazeaza pe transferul de energie de la fluidul care se deplaseaza cu viteza mare (fluid motor), la un alt fluid (ejectat). Schema de principiu a acestui dispozitiv, precum si variatia presiunii statice si a vitezei in lungul ejectorului sunt prezentate in figura 25.1, [18].

218

Fig.25.1 Schema ejectorului: 1- conducta de alimentare cu fluid activ; 2- ajutaj de destindere; 3 - fanta de aspiratie a fluidului ejectat; 4 - camera de distributie; 5- camera de amestec; 6- difuzor; 7-

conducta de evacuare a amestecului fluid.

Procesele termodinamice la care sunt supuse cele doua fluide in ejector sunt prezentate in figura 25.2. Fluidul activ, avand la intrare in ejector starea 1, se destinde in ajutajul de ejectie dupa procesul teoretic (izentropic) 1-1s, real dupa transformarea 1-1r, in cursul careia presiunea scade la o valoare p3, mai mica decat presiunea fluidului ejectat p2. In ajutajul de ejectie, prin transformarea energiei potentiale de presiune in energie cinetica, viteza fluidului de ejectie creste de la wo la w1. Fluidul ejectat de stare 2, evolueaza dupa procesul teoretic 2-2s, sau real 2-2r.

<>

Fig.25.2 Diagrama h-s a proceselor de destindere si de comprimare din ejector.

Ca urmare a diferentei de presiune p2 - p3, fluidul ejectat este aspirat in camera de amestec cu viteza w2 (fig.25.1). Starea 3 (fig.25.2) exprima amestecul fluidului de ejectie, de stare 1r cu fluidul ejectat de stare 2r. In difuzorul ejectorului are loc procesul de comprimare a amestecului care este reprezentat prin adiabata reversibila 3-4s, sau reala 3-4r. In difuzor energia cinetica a amestecului (care intra in difuzor cu viteza w3) se transforma in energie potentiala de presiune.

219

Se defineste coeficientul de ejectie "u" ca raportul dintre debitul de fluid ejectat

:

(25.1)


Fig.25.3 Schema constructiva a standului cu ejector: 1- termometre; 2- manometre cu tub Bourdon; 3- manometre cu tub de sticla; 4,5-diafragme; 6- conducte; 7- fante de aspiratie; 8- obturator; 9- robinet de reglaj; 10-

camera de distributie; 11- camera de amestec; 12- difuzor.

Instalatia experimentala, a carei schema este prezentata in figura 25.3, este echipata cu un ejector, ansamblul 7,10,11,12, manometrele 2, 3 si termometrele 1, pentru masurarea starilor fluidelor, diafragmele 4, 5 pentru masurarea debitelor pe conductele de circulatie a fluidelor 6. Instalatia utilizeaza ca fluid activ aer comprimat, iar ca fluid ejectat aerul atmosferic.

Ejectorul este prevazut cu un obturator 8, cu ajutorul caruia se poate varia debitul de aer antrenat (ejectat).

Pentru efectuarea masuratorilor se deschide robinetul de reglaj 9 de pe conducta de alimentare cu aer comprimat si se fixeaza un anumit regim de lucru prin reglarea deschiderii sectiunilor de aspiratie a fluidului ejectat

(aerul atmosferic) in camera de amestec cu ajutorul obturatorului. Se asteapta stabilizarea regimului de functionare, care se atinge cand indicatiile aparatelor de masura raman constante in timp, apoi se citesc indicatiile acestora, iar valorile se trec, dupa transformari in tabelul de marimi (tabelul 25.1).


Se determina urmatoarele marimi:

220

- presiunea absoluta a fluidului de ejectie,

(25.2)

- presiunea absoluta a amestecului in camera de amestec,

(25.3)

- presiunea absoluta a amestecului in conducta de refulare,

(25.4)

unde: sunt presiunile indicate de manometrele 2 montate in amonte si aval de ejector,

iar este indicatia manometrului 3 montat pe ejector.

Pe baza indicatiilor manometrelor diferentiale montate pe diafragme si a metodelor de calcul prezentate in lucrarea "Determinarea debitelor prin metoda strangularii", se calculeaza debitul

fluidului activ si al amestecului Dm. Debitul fluidului ejectat este:

(25.5)

Coeficientul de ejectie se calculeaza cu relatia (25.1).

Dupa efectuarea masuratorilor si calculelor, rezultatele acestora din urma se trec in tabelul de

marimi si se reprezinta caracteristicile ejectorului, definite prin curbele: si


Marimea Notatia U.M. Relatia de calcul

Valoarea

1 2 3 4 5 6

0 1 2 3 4

221

Presiunea absoluta a fluidului activ

p’1 Pa rel. (25.2)

Presiunea absoluta in camera de amestec

p3 Pa rel. (25.3)

Presiunea fluidului ejectat

p2 Pa

Diferenta de presiune pe diafragma 4

∆ p’1 Pa

Presiunea fluidului ejectat dupadiafragma 4

p1 Pa

Raport de destindere

Debitul de fluid de ejectie

Dm1 kg/s

Presiunea absoluta a amestecului

p4 Pa rel. (25.4)

Diferenta de presiune pe diafragma 5

∆ p’2 Pa

Debitul amestecului

Dm kg/s Dm=ε ktα Ao.

.

Debitul ejectat Dm2 kg/s rel. (25.5)

222

Coeficient de ejectie

u - rel. (25.1)

Presiunea barometrica

pb Pa

26. SCHIMBUL GLOBAL DE CALDURA PRIN SUPRAFETE EXTINSE

26.1 Generalitati

Incalzirea si racirea fluidelor care curg monofazic prin interiorul sau exteriorul unor suprafete solide, in forma de conducte (tevi) cilindrice sau de alta forma, canale cu sectiuni geometrice diferite in prezenta unor suprafete extinse, reprezinta una dintre cele mai importante si frecvente procedee tehnice de transfer de caldura.

Prin aplicarea lor, gabaritul schimbatoarelor de caldura se reduce, scade consumul specific de material pe unitatea de putere termica transferata si in consecinta scade si pretul de cost al produselor.

Prin realizarea suprafetelor extinse se obtin asa numitele "sisteme conductiv-convective". Aceste sisteme sunt realizate cu precadere pentru fluidele care realizeaza coeficienti redusi de convectie (de exemplu gazele arse, aerul sau alte fluide gazoase).

223

Conform relatiei lui Newton, fluxul de caldura transmis se determina cu relatia:

[W] (26.1)

unde: α este coeficientul de convectie termica, in W/(m2K) ; A - suprafata de transfer de caldura, in m2; tp si tf - temperatura medie a peretelui respectiv a fluidului, in oC.

Din relatia (26.1) rezulta ca pentru o diferenta de temperatura data intre temperatura fluidului si a peretelui si o valoare mica a coeficientului de convectie termica α , cresterea fluxului de caldura se poate face prin marirea suprafetei A.

Extinderea suprafetei de transfer de caldura se poate realiza prin prevederea unor nervuri cu diverse forme geometrice (longitudinale, radiale, aciculare etc) atasate unei suprafete suport (de baza), executate din acelasi material sau din materiale diferite cu peretele suport. În figura 26.1 sunt prezentate cateva suprafete extinse, atat spre exteriorul cat si spre interiorul sistemului de curgere.

Fig. 26.1 Exemple de suprafete extinse:

a – nervura longitudinala cu profil rectangular; b – nervura longitudinala cu profil trapezoidal;

c – nervura longitudinala cu profil parabolic; d – tub cilindric cu nervuri longitudinale;

e – bara cilindrica; f – bara conica; g – bara parabolica; h – nervura inelara rectangulara; i – nervura inelara trapezoidala.

224

<>Fig.26.2 Suprafete extinse longitudinale in interiorul tubului:

a- nervuri cu profil triunghiular cu z =2,4 si 6; b- idem cu profil dreptunghiular, (z reprezinta numarul de nervuri).

Pentru calculele de dimensionare sau de verificare ale schimbatoarelor de caldura cu suprafete extinse este valabila relatia:

[W] (26.2)

in care k este coeficientul global de transfer de caldura, in W/(m2.K); ∆ tmed – diferenta medie logaritmica de temperatura intre cei doi agenti termici, in oC. In figura 26.2 sunt prezentate nervurarile interioare longitudinale montate la standul experimental prezentat in figura 26.3.

225

< center>

Fig.26.3 Schema instalatiei experimentale pentru determinarea schimbului global de caldura prin suprafete extinse:

1- arzator de gaz metan; 2- ambrazura si dilutie gaze arse; 3- omogenizator de gaze arse; 4- tronson de legatura; 5- modul experimental; 6- tub pentru masurarea

debitului si analize gaze; 7- suport.

26.2 Probleme specifice de calcul

Fie fluxul termic in W, care se transmite prin convectie de la un fluid 1, avand temperatura t1

in oC, suprafata nervurilor An1 in m2 cu temperatura tn1 in oC, si suprafata de baza Ao1 in m2 cu temperatura to1 in oC.

[W] (26.3)

unde α o1 si α n1 reprezinta coeficientii de convectie termica la suprafata de baza, respectiv la suprafata nervurii, in

Diferenta de temperatura t1 – tn1 poate fi exprimata in functie de diferenta t1 – t01 cu ajutorul notiunii de randament al nervurarii.

[-] (26.4)

226

[W] (fig. 26.4)

in care: este fluxul termic schimbat intre fluid si nervura ce are temperatura tn; - caldura care s-ar transfera intre fluid si nervura in cazul ideal, in care temperatura nervurii ar fi aceeasi

pe toata inaltimea ei "h" si egala cu temperatura suprafetei de baza to; An-suprafata neta nervurata (diferenta dintre suprafata totala si suprafata bazelor nenervurate).

Se poate scrie prin urmare:

[-]

si rezulta:

[W]

Intrucat suprafata nervurilor este foarte mare in comparatie cu suprafata de baza (An > > Ao), primul termen din relatia de mai sus este foarte mic in comparatie cu cel de-al doilea termen. In

aceasta situatie se poate admite ipoteza simplificatoare α o ≅ α n si deci α o1 ≅ α n1 = α 1, obtinandu-se:

[W] (26.5)

Acelasi flux termic se transmite prin conductie prin peretele de baza, a carui suprafata medie se noteaza cu Am, fiind dat de relatia:

[W] (26.6)

unde λ p reprezinta conductivitatea termica a peretelui, in K) si δ p grosimea peretelui de baza, in m; to2 – temperatura pe suprafata a doua a peretelui, in oC.

Dupa ce a traversat peretele, in regim stationar de transfer termic, acest flux termic se transmite prin convectie fluidului 2, de la suprafata peretelui si se exprima cu relatia:

[W] (26.7)

227

unde α o2 este coeficientul superficial de transfer termic de la fata peretelui la fluidul 2, in W/(m2.K); Ao2 – suprafata de baza a fetei a doua a peretelui, in m2; t2 – temperatura fluidului de pe

fata a doua a peretelui (fluidul 2), in oC. Se considera ca peretele 2 nu este nervurat.

Notand: α o2 = α 2 se obtine:

[W] (26.8)

Eliminand din relatiile (26.5), (26.6) si (26.8) temperaturile peretelui to1 si to2, rezulta:

[K/W] (26.9)

Tinand seama de expresia uzuala a schimbului de caldura intre doua fluide separate prin intermediul unui perete,

[W] (26.10)

unde: A1 = Ao1 + An1 si A2 = Ao2 reprezinta suprafetele extinse in contact cu fluidul 1 respectiv cu fluidul 2, iar k1 si k2 sunt coeficientii globali de transmitere a caldurii raportati la suprafata A1,

respectiv la suprafata A2, din relatia (26.10) se obtine:

(26.11)

unde Ao1 = A1 – An1 si Ao2 = A2 , astfel rezulta:

[(m2.K)/W] (26.12)

Expresia:

[-] (26.13)

228

se numeste randamentul peretelui nervurat pe partea fluidului 1.

Tinand seama ca An = A – Ao, expresia randamentului peretelui nervurat este de fapt:

(26.14)

si arata cu cat se micsoreaza eficacitatea suprafetei totale, datorita caderii de temperatura in nervura. Pentru cazul ideal al temperaturii constante tn = to rezulta η n = 1 si η = 1.

Folosind relatiile (26.13) si (26.14), expresia (26.12) ia forma:

(26.15)

Dupa unii autori produsul se numeste coeficient aparent de convectie.

In cazul suprafetelor nervurate plane se poate scrie: Am = Ao1 = Ao2. In cazul tevilor (tuburilor)

cu diametrul interior d1 si diametrul exterior d2 rezulta , si

unde l – reprezinta lungimea tubului, in m; iar dm reprezinta diametrul mediu logaritmic, dat de relatia:

(26.16)

Pentru alte detalii privind calculul transferului de caldura prin suprafete extinse se recomanda studiul literaturii de specialitate [ 3] [ 17] [ 20] .

Din relatiile (26.3...26.12) rezulta ca pentru calculul coeficientului global de transfer de caldura k, se cere determinarea randamentului nervurarii. In acest scop trebuie sa fie cunoscute marimile: t1, to, tn, α o1, α n1, to1, tn1, t2, to2, - elemente mai greu de stapanit decat elementele geometrice,

astfel incat in aceasta lucrare, se determina pe cale experimentala eficienta nervurarii prin suprafetele extinse prezentate, in comparatie cu absenta nervurarii. Nervurarea si lipsa acesteia se

poate realiza la instalatia experimentala prezentata in figura 26.3, prin montarea respectiv scoaterea nervurilor din tub (poz.5 din figura 26.3), conform celor redate in figura 26.2.

Spre informare, pentru a avea o vedere de ansamblu mai completa asupra unor marimi care intervin in schimbul global de caldura prin suprafete extinse, se prezinta un exemplu de program

de calcul redat in figura 26.5., program intocmit pe baza unui calcul de transfer de caldura 229

(neprezentat in cazul de fata), avand la baza datele si elementele prevazute in figura 26.4, considerandu-se si unele relatii criteriale de calcul pentru α .

26.3 Efectuarea masuratorilor, a calculelor si a interpretarilor.

Instalatia experimentala prezentata in figura 26.3 permite efecutarea unor masuratori specifice legate de modul in care se realizeaza transferul (schimbul) de caldura prin suprafete extinse. Se

pot masura parametrii agentului termic primar (gazele arse), debit si temperatura, analiza chimica a gazelor arse, precum si parametrii agentului termic secundar (apa), debit si temperatura.

Eficienta transferului de caldura prin suprafetele extinse ε , prezentate in figura 26.6, fata de cazul lipsei acestora, se defineste prin raportul dintre caldura preluata de fluidul secundar in cele

doua cazuri, la un acelasi flux de caldura intrat, astfel:

Fig.26.4 Schema fluxurilor de caldura transmise intr-un sistem de schimbator de caldura gaze arse- apa, si a variatiei temperaturii in pereti despartitori.

Schimbatorul este prevazut la interior cu suprafete extinse de tip nervura cu sectiune constanta.

[%] (26.17)

unde: este fluxul de caldura transmis in prezenta suprafetelor extinse; - fluxul de caldura transmis in lipsa acestora.

230

Experimental se determina cele doua fluxuri de caldura: si . Astfel se vor efectua masuratorile prevazute in tabelul 26.1.

si nu pot fi masurate oricum. Trebuie respectata conditia ca fluxul de caldura intrat cu agentul primar sa fie aproximativ constant (cu o eroare de ± 1,5 %), Astfel, in tabelul 26.2. se trec valorile masurate pentru determinarea fluxului de caldura intrat, conform relatiilor:

Fig. 26.5 Schema logica de calcul a schimbului global de caldura prin suprafete extinse.

= D2. .(t2e-t1i) [ kW] (26.18)

= D’2. .(t’2e-t’1i) [ kW] (26.19)

in care: , reprezinta caldura specifica la presiune constanta a agentului secundar (apa),

la temperaturile t2e, t’2e , aceasta este: ≅ = 4,1863 kJ/(kg.K); celelalte marimi au semnificatia celor prezentate in tabelul 26.1.

Se impune si determinarea fluxului de caldura intrat, acesta trebuind sa fie acelasi in limita unei erori de circa 1,5 %, pentru cele doua cazuri (fara si cu suprafete extinse). Esential la aceasta

231

determinare este evaluarea in baza masuratorilor, a debitului de gaze arse D1, considerat agent termic primar.

(Nota: S-au utilizat notatiile prezentate in schema logica de calcul din figura 26.5.)

Tabelul 26.1 Marimi experimentale pentru calculul eficientei transferului de caldura prin suprafete extinse plasate in interiorul unui tub.

Nr. crt.

Marimea finalaDenumire si simbol

Marimea primaraDenumire si simbol

U.M. Valoare

1 2 3

1

Fluxul de caldura transmis in lipsa suprafetelor extinse

Debitul apei, D2 kg/s

Temperatura apei la

intrare, t2i

oC

Temperatura apei la

iesire, t2e

oC

kW

2

Fluxul de caldura transmis in prezenta suprafetelor extinse

Debitul apei, D’2 kg/s

Temperatura apei la

intrare, t’2i

oC

Temperatura apei la

iesire, t’2e

oC

kW

3 Eficienta transferului de caldura, ε %

Astfel, fluxul de caldura intrat cu agentul primar se calculeaza cu:

= t1i [ kW] , (26.20)

iar fluxul de caldura iesit cu agentul termic primar se determina cu relatia:

232

= t1e , [ kW] (26.21)

unde, este debitul gazelor arse intrate in tronsonul (tubul) de masurare, in m3N/s; - caldura

specifica medie a gazelor arse la intrare, in kJ/(m3N.K); - caldura specifica medie a gazelor

arse la iesire, in kJ/(m3N.K); t1i, t1e – temperatura gazelor arse la intrare respectiv la iesire, in oC.

se poate calcula prin trei metode relativ diferite, care se constitue in tot atatea metode de control. Astfel:

1- calculat din controlul procesului de ardere,

λ .Lo [ m3N/s] (26.22)

in care: este debitul de gaz metan intrat in instalatia de ardere, in m3N/s; λ - coeficientul

excesului de aer, - ; Lo- aerul teoretic necesar arderii unui m3N de gaz metan, (Lo = 9,54 m3

N aer/ m3

N gaz metan).

Prin masuratori se determina insa debitul de gaz metan la conditiile reale de lucru (nu la starea

normala de referinta), , in consecinta aceasta valoare va trebui adusa la conditiile normale de referinta prin relatia:

[ m3N/s] , (26.23)

in care: pb, pmg sunt presiunea barometrica si presiunea statica (manometrica) a gazului metan din racordul de alimentare, in N/m2; po-presiunea la starea normala fizica, po=1, 01325.105 N/m2; tgi- temperatura gazului masurata la intrarea in instalatie, in oC; To=273,15 K - temperatura starii normale.

In tabelul 26.2. sunt trecute rezultatele masuratorilor pentru calculul debitului , respectiv

pentru fluxurile termice si .

Coeficientul excesului de aer λ poate sa fie citit direct la aparatul care efectueaza analiza gazelor arse sau se poate calcula, cunoscand CO2mas si CO2max, (pentru gazul metan CO2max=11,787 %), cu relatia:

[-] (26.24)

233

unde CO2mas reprezinta cantitatea de CO2 in % volumetrice din gazele arse analizate.

Tabelul 26.2Valori masurate pentru calculul debitului .

Nrcrt.

Marimea finalaDenumire/ simbol

Marime primaraDenumire/simbol

Marime calculataDenumire/simbol

U.M. Valoare

1 2 3

1

Fluxul de caldura intrat cu agentul primar,

Debit de gaz, Dg m3/s

Presiune

barometrica, pb

N/m2

Presiune manometrica, pmg

N/m2

Temp. gaz metan

la intrare, tgi

oC

Debit de gaz la starea normala, Dgo

m3N/s

Continut volumic de bioxid de carbon, CO2 mas

%

Coef. excesului de aer, λ

-

Temp. gaze arse la intrare, t1i

oC

kW

2 Fluxul de caldura iesit cu agentul primar,

Temp. gaze arse la iesire, t1e

oC

kW

234

2- D1 calculat din masurarea presiunii dinamice pdin,

Asa dupa cum rezulta din figura 26.3., cu ajutorul unui tub Pitot se poate masura presiunea

dinamica pdin, iar cu relatia (26.25) se calculeaza .

[m3N/s]

(26.25)

in care: d1 este diametrul interior al tubului, d1= 0,050 m; wm – viteza medie a gazelor arse, in mN/s, aceasta se calculeaza cu relatia:

wm = ϕ .wt =0,85 [ mN/s] , (26.26)

unde: pdin este presiunea dinamica a gazelor arse, masurata in axa conductei, in N/m2; radicalul exprima viteza teoretica a gazelor arse, ϕ - coeficient de pierdere de viteza pe sectiunea de curgere a fluidului, datorat frecarilor (ϕ = 0,8...0,88), [ 5] , ρ og – densitatea gazelor arse la starea normala (avand in vedere valoarea coeficientului excesului de aer mare ≅ 10, ρ og ≅

1,293 kg/m3N) .

3- calculat din masurarea debitelor de: gaz metan, aer primar si aer secundar intrate in instalatie,

Din figura 26.3., rezulta ca pentru producerea gazelor arse se utilizeaza un arzator de gaz metan

in care intra debitul de gaz , in m3/s; debitul de aer primar , in m3/s; acestea doua se

masoara cu rotametre si debitul de aer secundar , in m3N/s, masurat cu o diafragma. Astfel

incat:

[ m3N/s] , (26.27)

in care si sunt debitele de gaz metan si aer primar considerate la conditiile de la starea normala fizica, in m3

N/s si se calculeaza cu relatiile (26.23), respectiv:

[ m3N/s] , (26.28)

iar,

235

[ m3N/s] , (26.29)

unde: α este coeficientul de debit al diafragmei (α = 0,623); ε - coeficientul de expansiune al aerului dupa iesirea din diafragma (ε = 0,998); d- diametrul orificiului difragmei (d = 0, 037

m); ∆ pas- caderea de presiune pe diafragma, in N/m2; ρ oa- densitatea aerului la starea normala de referinta (ρ oa=1,293 kg/m3

N).

Marimile care trebuiesc masurate in plus dupa ultimile doua metode (2 si 3) sunt trecute in tabelul 26.3.

Avand calculate valorile lui si se poate determina valorile coeficientului global k de transfer termic, dupa ce in prealabil se calculeaza ∆ tmed, respectiv Asimplu si As extin.

Pentru determinarea marimilor ∆ tmed simplu si ∆ tmed s extin se utilizeaza relatia (26.30) evident folosind valorile temperaturilor pentru fiecare caz in parte,

[ oC] , (26.30)

avind valorile: t2i, t2e, t’2i, t’2e, tgi si tge.

Asimplu = π .dm.l [ m2] , (26.31)

As extin ≅ [ π .d1 + z.( d1- dn)] [ m2] , (26.32)

in care pentru datele din figura 26.6 se dau valorile prezentate la pct.1 din § 26.4.

Avand in vedere ca:

= ksimplu. Asimplu. ∆ tmed simplu [ kW] , (26.33)

= ks extin. As extin. ∆ tmed s extin [ kW] . (26.34)

Rezulta:

[ W/m2.K] , (26.35)

236

[ W/m2K] . (26.36)

Valorile astfel obtinute se vor compara cu cele prezentate in lucrarea 13 si cu alte date din literatura de specialitate.

Pentru calculul suprafetelor Asimplu si As extin sunt date in cazul de fata urmatoarele marimi: d1 = 50 mm, d2 = 56 mm, dm = 53 mm, b = 6,08 mm, a = 2,93 mm si dn = 17,73 mm, numarul de

nervuri z = 2, 4 respectiv 6 (fig.26.6).

Tabelul 26.3. Valori masurate pentru calculul lui (dupa metoda 2 si 3).

Nr. crt.

Marimea finalaDenumire / simbol

Marime primara Denumire/simbol

Marime calculataDenumire/simbol

U.M. Valoare

1 2 3

1 Debitul de gaze

arse,

Presiune dinamica, pdin

N/m2

m3N/s

2

Debitul de aer primar la starea normala de

referinta,

Debitul de aer primar, masurat cu

rotametru,

m3/s

Pres. manometrica a aerului primar, pmap

N/m2

Temp. aerului prim. la intrare, tapi

oC

m3N/s

3 Debitul de aer secundar la starea normala de referinta,

Caderea de pres. pe

diafragma, ∆ pas N/m2

m3N/s

237

< TD>

Fig.26.6. Suprafete extinse prin nervuri interioare:

a.-cu sectiune variabila z = 6;b.-cu sectiune constanta, z = 6.

26.4 Alte probleme care pot fi studiate pe instalatia experimentala prezentata.

Pe instalatia experimentala prezentata in figura 26.3 se pot studia si alte probleme privind transferul de caldura prin suprafete extinse, ca de exemplu:

1. - Punerea in evidenta a efectului nervurarii interioare asupra transferului de caldura, prin efectuarea de masuratori in care sa se pastreze aproximativ constanta viteza de circulatie a

agentului termic primar, cunoscandu-se elementele geometrice ale nervurilor (fig.26.6).

2. - Determinarea comparativa a transferului de caldura modificand numarul de nervuri interioare z = 2, 4 sau 6.

3. - Punerea in evidenta comparativa a transferului de caldura actionandu-se asupra formei sectiunii nervurii interioare, cu sectiune constanta sau cu sectiune variabila (fig.26.6).

4. - Determinarea transferului de caldura realizat prin alte procedee de intensificare a acestuia, ca de exemplu introducerea in interiorul tubului a unor generatori de turbulenta (suprafete elicoidale

redate in figura 26.7) si altele.

238

< center>

Fig.26.7 Generatori de turbulenta elicoidali:

a.- fara suport (simplu);b.- fixat pe o tija;c.- fixat pe o teava.

239

27. INCERCAREA SI REGLAREA INJECTOARELOR


Injectoarele au rolul de a dirija si pulveriza combustibilul in camera de ardere a motorului, in functie de ordinea de functionare a cilindrilor.

Injectoarele se impart in doua mari clase: injectoare deschise si injectoare inchise. Injectorul este inchis sau deschis dupa cum orificiul de pulverizare este sau nu controlat de un ac sau de o supapa. Motoarele de autovehicule folosesc injectorul de tip inchis, cu ac. Dupa modul in care se comanda deschiderea acului, injectoarele se impart in trei grupe: cu comanda hidraulica (folosite curent pe motoarele de autovehicule), cu comanda electrica si cu comanda mecanica.

27.2 Descrierea aparaturii si mersul lucrarii

Deoarece injectoarele sunt o parte importanta a instalatiei de alimentare a motoarelor Diesel, trebuie acordata o mare atentie verificarii si reglarii lor. La fiecare injector se controleaza calitatea pulverizarii, se regleaza presiunea de injectie a combustibilului si se stabileste marimea cursei de ridicare a acului.

Verificarea calitatii pulverizarii consta in urmarirea uniformitatii si finetii pulverizarii jetului, lipsa unor picaturi mari, observabile cu ochiul liber, sau a unor vinisoare de combustibil nepulverizat; momentul optim al incetarii debitarii combustibilului, care este caracterizat printr-un zgomot distinct si intrerupt; marimea unghiului de pulverizare a jetului de combustibil si distanta de patrundere a jetului de combustibil.

Uniformitatea si finetea pulverizarii poate fi determinata prin metoda analitica sau experimentala (direct sau indirect). Relatiile analitice in general nu prezinta o precizie corespunzatoare. Metodele experimentale constituie un mijloc mai bun de apreciere a calitatii pulverizarii. Picaturile de combustibil obtinute la o singura injectie se capteaza pe un mediu potrivit, astfel ca sa nu se deformeze (in cazul metodelor directe), se grupeaza si se numara cu ajutorul unui microscop.

Metodele indirecte la care nu este necesara captarea picaturilor pe un anumit mediu, pot fi: fotometrice, electrice, gravimetrice, fotografice etc.

Dispozitivul manual folosit pentru incercarea si reglarea injectoarelor este redat in figura 27.1.

240

Fig. 27.1 Dispozitivul manual pentru incercarea si reglarea injectoarelor

1 - corpul dispozitivului; 2 - element de pompare; 3 - suport pentru fixarea injectoarelor; 4 - manometru; 5 - rezervor cu combustibil; 6 - injector.

Inainte de montarea injectorului, dispozitivul trebuie verificat, apoi se va evacua aerul prin deschiderea robinetului de inchidere prin efectuarea catorva curse cu ajutorul parghiei de mana.

Etanseitatea se verifica acoperind cu o placa de cupru racordul la care se prinde injectorul, prin strangerea cu un surub. Se creeaza presiune in interiorul aparatului, iar daca dupa intreruperea pomparii combustibilului, acul manometrului ramane pe loc sau coboara foarte incet (cu maximum 20 bar/min), se poate trece la verificarea si reglarea injectoarelor. Daca pentru presiunea de injectie nu se obtine o pulverizare uniforma si fina, aparand picaturi mari sau vinisoare de combustibil, injectorul trebuie demontat, se spala toate piesele in petrol si motorina, stabilindu-se starea de uzura, apoi se regleaza si se incearca din nou.

Unghiul conului de pulverizare se determina prin masurarea diametrului amprentei combustibilului pulverizat la injectarea lui pe un ecran acoperit cu o foaie de hartie. Presiunea de strangere a acului injectorului se verifica cu ajutorul manometrului 4 (fig.27.1) si se regleaza prin rotirea surubului de reglare a arcului injectorului cu contrapiulita slabita. Prin actionarea surubului de reglare cu o rotatie completa, presiunea de injectie creste cu circa 45 . . . 70 bar.

In cazul pompelor de injectie noi sau putin uzate, injectoarele se regleaza la presiunea de injectie maxima, iar in cazul celorlalte, presiunea de injectie se micsoreaza cu 5 . . . 10 bar. Injectoarele care se monteaza la acelasi motor se vor regla la aceeasi presiune de injectie, abaterea admisibila fiind de ± 2,5 bar.

241

Daca injectoarele incercate prezinta o injectie neuniforma si intermitenta a combustibilului, se procedeaza la reglarea marimii cursei acului. Ridicarea optima a acului injectorului se obtine prin incercari astfel ca debitul si calitatea pulverizarii sa fie cele dorite.

Parametrii pompei de injectie si ai injectorului influenteaza intr-o masura hotaratoare procesul de injectie a combustibilului.

Cea mai simpla imagine asupra desfasurarii procesului de injectie se obtine considerand numai proprietatile pompei (legea de miscare a pistonului plonjor) si a injectorului (caderea de presiune in functie de debitul injectorului), ceilalti factori fiind neglijati.

Caderea de presiune p - pz (p fiind presiunea din corpul injectorului inainte de prima sectiune de laminare, iar pz presiunea din cilindrul motorului) care se produce la curgerea prin injector a unei

cantitati de combustibil sau depinde de proprietatile injectorului (suma rezistentelor hidraulice ale sectiunilor de laminare).

Caracteristica injectorului p = f ( ) sau p = f ( ), se determina experimental creindu-se conditii similare cu cele puse la baza calculului sau.

Ridicarea caracteristicilor injectoarelor se face pe o instalatie tip Bosch, unde sunt posibilitati de masurare a cantitatii de combustibil injectata si a presiunii din corpul injectorului (manometrul este montat pe conducta de legatura dintre pompa si injector). Debitul de combustibil se modifica prin variatia turatiei. La debite mici de combustibil poate aparea injectia intermitenta (proces nestabil) care se poate inlatura limitand ridicarea acului cu ajutorul unui reazem.

Din alura curbelor p = f ( ) sau p = f ( ) se vede ca presiunea din camera pulverizatorului scade la inceput, trece printr-o valoare corespunzatoare debitului critic dupa care creste (fig.27.2).

242

Fig. 27.2 Variatia presiunii din camera de presiune a pulverizatorului in functie de debitul de combustibil

Cercetarile experimentale au aratat ca functionarea injectorului la debite mai mici decat cel critic este nestabila, iar functionarea la debite mai mari decat cel critic este stabila.

Pentru obtinerea unui amestec uniform in toti cilindrii, este necesar ca toate injectoarele sa aiba aceeasi presiune de inceput de injectie si sa prezinte o identitate completa a variatiei p = f ( )

sau p = f ( ).

Trebuie avut in vedere ca prin strangerea arcului injectorului se largeste domeniul de functionare instabila.


Rezultatele masurarii si calculului referitoare la calitatea pulverizarii se trec in tabelul 27.1, iar cele referitoare la caracteristica injectorului in tabelul 27.2

Se vor face aprecieri asupra influentei unghiului conului de pulverizare si presiunii de injectie asupra calitatii pulverizarii, avand in vedere forma camerei de ardere a motorului. Referatul va cuprinde descrierea verificarilor care se fac pentru injectoare, mersul lucrarii, tabele cu rezultate, caracteristica unui injector si interpretarea rezultatelor.

Tabelul 27.1 Calitatea pulverizarii.

Nr. crt.

I n d i c i U .M. Injectoare Obs.

1 2 3 4

1 Calitatea pulverizariicombustibilului

2 Diametrul amprentei mm

3 Distanta dintre varful injectorului si ecran

mm

243

4 Unghiul conului de pulverizare

grade

5 Intreruperea injectiei

6 Presiunea de strangerea arcului

bar

7 Starea de uzura a injectoarelor

Tabelul 27.2 Caracteristica injectorului.

Nr. crt.

M a r i m e a Simbol U. M. I n c e r c a r i

1 2 3 4

1 Presiunea de injectie p bar

2 Pozitia cremalierei h mm

3 Turatia arborelui cotit al motorului

n rot/min

4 Volumul de combustibil V cm3

5 Numarul de cicluri Nc -

6 Debitul pe ciclu

7 Debit pe ciclu g / ciclu

244

ANEXA I

Relatii intre unitatile de presiune

Unitati N/m2 bar barye dyn/cm2

µ bar

kgf/m2 atkgf/cm2

At torrmm Hg

mm H2O

1 N/m2 1 10-5 10 0,102 0,102.10-4 0,987.10-5 750.10-5 0,102

1 bar 105 1 106 0,102.105 1,02 0,987 750 0,10.105

1 barye1dyn/cm2

1µ bar 10-1

10-6 1 0,0102 1,02.10-6 0,987.10-6 750.10-6 0,0102

1 kgf/m2 9,81 9,81.10-5 98,1 1 10-4 9,68.10-5 735,6.10-4 1

1 at1kgf/cm2

9,81.104 0,981 9,81.105 104 1 0,968 735,6 104

1 At 1,013.105 1,013 1,013.106 10.332 1,013 1 760 1,013.104

1 torr1mm Hg

133,3 1,333.10-3 1,333.103 13,6 13,6.10-4 1,32.10-3 1 13,6

1mmH2O 9,81 9,81.10-5 98,1 1 10-4 9,68.10-5 735,6.10-4 1

1 N/m2 = 0,101976 kgf/m2 = 0,9869232.10-5 At = 750,0637.10-5 torr.

1 kgf/m2 = 9,80665 N/m2 = 9,67848 At = 735,5591.10-4 torr.

1 At = 101.325 N/m2 = 10.332,276 kgf/m2 = 760 torr.

1 torr = 133,3223 N/m2 = 13,5951 kgf/m2 = 13,15789.10-4 At.

245

ANEXA II

Marimile caracteristice ale unor gaze

Denumirea gazului

Formula

chimica

Masa moleculara M

[ kg/kmol]

Constanta de gaz perfect R [ J/(kgK)]

Densita-

tea ρ [ kg/mN

3]

Caldura specifica la 00C, cp [ J/(kgK)]

Indicele

politropic k

Acetilena C2H2 26,038 319,35 1,1709 1641,2 1,24

Aer - 28,964 287,14 1,2928 1000,6 1,40

Amoniac NH3 17,031 488,18 0,7714 2059,9 1,31

Argon Ar 39,944 208,19 1,7839 523,3 1,66

Azot N2 28,016 296,78 1,2505 1042,5 1,40

Bioxid de carbon

CO2 44,010 188,92 1,9768 824,8 1,30

Bioxid de sulf

SO2 64,060 129,80 2,9263 607,0 1,27

Clorura de metil

CH3Cl 50,490 164,70 2,3070 736,9 1,29

Etan C2H6 30,070 276,53 1,3560 1729,0 1,20

Etilena C2H4 28,054 296,40 1,2605 1465,4 1,25

Heliu He 4,003 2077,10 0,1785 5233,5 1,66

Hidrogen H2 2,016 4124,40 0,0898 14235,1 1,41

Hidrogen sulfurat

H2S 34,080 243,90 1,5392 1105,3 1,30

Kripton Kr 83,800 99,22 3,7400 --- 1,68

Metan CH4 16,043 518,31 0,7168 2177,1 1,32

246

Neon Ne 20,183 411,97 0,8999 1029,9 1,67

Oxid de carbon

CO 28,011 296,84 1,2500 1050,9 1,40

Oxid de azot NO 30,008 276,16 1,3402 1009,0 1,40

Oxigen O2 32,000 259,83 1,4289 912,7 1,40

Protoxid de azot

N2O 44,016 188,90 1,9780 858,3 1,30

Xenon Xe 131,300 63,32 5,8900 --- 1,66

247

Date post:	15-Feb-2015
Category:	Documents
Upload:	ingdumitrache
View:	239 times
Download:	16 times

Termotehnica Si Masini Termice

Documents