CAPITOLUL1. SCHIMBATOARE DE CALDURA 1.1. CLASIFICAREA SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ

Transcription

1 Schimbătoare de căldură CAPITOLUL. SCHIMBATOARE DE CALDURA.. CLASIFICAREA SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ Schimbătoarele de căldura sunt aparate in care are loc transferul căldurii de la un fluid cu o temperatura mai ridicata (agentul termic primar), către un fluid cu o temperatura mai coborâta (agentul termic secundar), in procese de încălzire, răcire, condensare, vaporizare sau procese termice complexe. Pentru clasificarea schimbătoarelor de căldură se pot avea în vedere mai multe criterii: a) Clasificarea în funcţie de modul de realizare al transferului de căldură Din acest punct de vedere schimbătoarele de căldură se împart în două mari grupe: aparate cu contact indirect şi aparate cu contact direct [.0]. Schimbătoarele cu contact indirect (de suprafaţă) sunt aparate la care cei doi agenţi termici nu vin în contact direct ei fiind despărţiţi de o suprafaţă de schimb de căldură cu care vin în contact permanent sau periodic. Dacă cele două fluide vin în contact permanent cu suprafaţa de schimb de căldură, fluxul termic prin aceasta fiind unidirecţional, schimbătorul de căldură este de tip recuperativ. Acest tip de aparat este cel mai răspândit el putând fi realizat în numeroase variante constructive. În figura..a. este prezentat schematic cel mai simplu astfel de aparat, schimbătorul ţeavă în ţeavă, constituit din două ţevi concentrice, unul dintre fluide circulând prin interiorul ţevii centrale, celălalt prin spaţiul dintre cele două ţevi. Dacă agenţii termici vin în contact alternativ cu suprafaţa de transfer de căldură, fluxul termic schimbându-şi periodic direcţia, schimbătorul de căldură este de tip regenerativ. Aparatele regenerative pot fi realizate cu suprafaţa fixă (figura..b) sau rotativă (figura..c). Din categoria schimbătoarelor de căldură cu contact indirect face parte şi schimbătorul de căldură cu strat fluidizat, la care transferul de căldură are loc între un fluid şi un material solid care se deplasează sub forma unui strat fluidizat pe lângă suprafaţa de schimb de căldură (figura..d). Fluidizarea se realizează prin insuflarea unui gaz (de obicei aer) peste materialul solid granulat. Schimbătoarele de căldură cu contact direct sunt aparate la care agenţii termici nu mai sunt separaţi de o suprafaţă, ei amestecându-se unul cu celălalt. Ele pot fi aparate fără umplutură la care transferul de căldură se realizează la suprafaţa fluidului pulverizat în picături fine sau care curge în şuviţe (figura..a) sau aparate cu umplutură la care transferul termic apare la suprafaţa unei pelicule formate pe umplutura schimbătorului (figura..b)

2 Echipamente şi instalaţii termice Fig... Schimbătoare de căldură cu contact indirect a) schimbător recuperativ ţeavă în ţeavă; b) schimbător regenerativ cu umplutură fixă; c) schimbător regenerativ rotativ; d) schimbător cu strat fluidizat

3 Schimbătoare de căldură 3 Fig... Schimbătoare de căldură cu contact direct a) fără umplutură; b) cu umplutură a) Clasificarea în funcţie de tipul constructiv Clasificarea în funcţie de modul constructiv de realizare a suprafeţei de schimb de căldură este prezentată în figura.3. În capitole speciale se vor detalia soluţiile constructive specifice fiecărui tip principal de schimbător de căldură din figura.3. d) Clasificarea în funcţie de starea de agregate a agenţilor termici Se pot distinge în funcţie de acest criteriu: - aparate fără schimbarea stării de agregare a agenţilor termici; - aparate cu schimbarea stării de agregare a unui agent termic; - aparate cu schimbarea stării de agregare a ambilor agenţi termici. e) Clasificarea în funcţie de compactitatea aparatului Compactitatea unui schimbător de căldură este caracterizată de raportul între suprafaţa sa de schimb de căldură şi volumul său. In funcţie de acest criteriu distingem[.38]: - schimbătoare compacte (compactitatea mai mare de 700 m /m 3 ); - schimbătoare necompacte (compactitatea mai mică de 700 m /m 3 ).

4 4 Echipamente şi instalaţii termice TUBULARE RECUPERATIVE PLANE CU SUPRAFEŢE EXTINSE Ţeavă în ţeavă Cu ţevi şi manta Cu serpentine Cu ţevi nervurate Cu plăci nervurate Cu plăci Spirale Lamelare REGENERATIVE CU UMPLUTURĂ FIXĂ CU UMPLUTURĂ MOBILĂ Rotative Cu strat mobil Cu strat fluidizat Fig..3. Clasificarea schimbătoarelor de căldură din punct de vedere constructiv f) Clasificarea în funcţie de modul de realizare a curgerii Curgerea fluidelor în aparatele de schimb de căldură se poate realiza în patru moduri distincte: echicurent, contracurent, curent încrucişat şi curent compus.

5 Schimbătoare de căldură 5 Fig..4. Tipuri principale de curgere a) contracurent; b) echivalent; c) curent încrucişat ambele fluide amestecate; d) curent încrucişat un fluid amestecat şi celălalt neamestecat; e) curent încrucişat ambele fluide neamestecate Curgerea în contracurent (figura.4.a) presupune că cei doi agenţi termici circulă pe lângă suprafaţa de schimb de căldură paralel şi în sensuri contrarii. Curgerea în contracurent asigură cea mai mare diferenţă medie de temperatură între agenţii termici, însă temperatura peretelui la intrarea fluidului cald este maximă. Curgerea în echicurent (figura.4.b) apare în cazul circulaţiei agenţilor termici, paralel şi în acelaşi sens, pe lângă suprafaţa de transfer de căldură. Acest tip de curgere realizează cea mai mică diferenţă medie de temperatură, însă cea mai bună răcire a peretelui în zona de intrare a fluidului primar. Circulaţia în curent încrucişat presupune curgerea perpendiculară a celor doi agenţi termici. În acest caz se pot distinge trei situaţii: ambele fluide amestecate (figura.4.c) un fluid amestecat şi celălalt neamestecat (figura 4.d) ambele fluide neamestecate (figura.4. e). Un fluid se numeşte "amestecat" atunci când în orice plan normal pe direcţia sa de curgere are aceeaşi temperatură, deci temperatura sa variază numai în lungul curgerii. In cazul fluidului "neamestecat" există o diferenţă de temperatură şi în direcţia normală la curgere. Pentru clarificare în figura.5 se prezintă cazul curgerii în curent încrucişat cu ambele fluide neamestecate şi profilul temperaturii unuia dintre fluide după direcţia de curgere şi perpendicular pe acesta.

6 6 Echipamente şi instalaţii termice Fig..5. Curgerea în curent încrucişat cu ambele fluide neamestecate a) schema; b) variaţia temperaturii În cazul în care agenţii termicii au mai multe treceri prin ţevi sau manta apare cazul curgerii compuse (figura.6) care este o combinaţie a celor trei tipuri anterioare de curgere. În cazul curgerii în curent încrucişat şi curent mixt valoarea diferenţei medie de temperatură dintre agenţii termici se situează între echicurent şi contracurent. g) Clasificarea în funcţie de destinaţie Schimbătoarele de căldură pot realiza multiple scopuri, în funcţie de acesta putând întâlni: preîncălzitoare; răcitoare; vaporizatoare; generatoare de vapori; răcitoare frigorifice; condensatoare; boilere etc. h) Clasificarea în funcţie de material Majoritatea schimbătoarelor de căldură sunt metalice, având suprafaţa de schimb de căldură realizată din fontă, oţel, cupru, alamă, oţel inoxidabil, titan, e.t.c. Se mai pot întâlni însă şi schimbătoare de căldură din materiale nemetalice, cum sunt cele ceramice, din sticlă, din grafit sau din materiale plastice.

7 Schimbătoare de căldură 7 Fig..6. Curgerea compusă a) o trecere prin manta şi două treceri prin ţevi; b) două treceri prin manta şi patru treceri prin ţevi; c) o trecere prin manta şi trei treceri prin ţevi; d) trei treceri prin manta şi şase treceri prin ţevi... CALCULUL TERMIC AL SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ... ECUAŢIILE DE BAZĂ ALE CALCULULUI TERMIC Pentru calculul termic al schimbătoarelor de căldură dispunem de două ecuaţii de bază: ecuaţia bilanţului termic şi ecuaţia transferului de căldură. Ecuaţia bilanţului termic are în cazul general forma: Q Q Q ma, W (.) unde Q, Q, Qma sunt fluxurile termice cedate de agentul primar, primite de agentul secundar, respectiv pierderile în mediul ambiant, in W. Dacă vom defini coeficientul de reţinere a căldurii în aparat r, ca raportul între fluxul termic primit de agentul secundar şi cel cedat de agentul primar r Q /Q ecuaţia (.) se poate scrie sub forma:

8 8 sau: Echipamente şi instalaţii termice rq Q, (.) h h M h h, (.3) r M i e e i unde: M şi M sunt debitele de agent primar şi secundar, în kg/s; h i, h e, h i, h e - entalpiile agentului primar respectiv secundar la intrarea respectiv ieşirea din aparat, în J/kg. În cazul în care cei doi agenţi termici nu îşi modifică starea de agregare, ecuaţia (.4) poate fi scrisă: sau: T T M c T T, (.4) rmc p i e p e i T T C T T, (.5) rc i e e i unde: C M c p şi C M c p sunt capacităţile termice ale agentului primar şi secundar, în W/K; T i, T e, T i, T e - temperaturile agentului termic primar, respectiv secundar la intrarea, respectiv la ieşirea din aparat, în K ; c p şi c p - căldurile specifice medii ale agentului primar şi secundar, în J/(kgK). Ecuaţia transferului de căldură în aparat este: Q SK s T T, W (.6) unde: Q este fluxul termic transmis de agentul termic primar, catre agentul termic secundar, în W; S - suprafaţa de transfer de căldură, în m ; coeficientul global de transfer de căldură, în / m K K S - W. Valoarea medie a produsului între coeficientul global de transfer de căldură şi diferenţa de temperatură se defineşte: K s s Ks T T ds T T, (.7) S Presupunând o valoare constantă a coeficientului global de transfer de căldură în lungul aparatului, ecuaţia transferului de căldură are forma: Q K S W, (.8) s T med unde Tmed este diferenţa medie de temperatură în lungul suprafeţei de schimb de căldură.

9 Schimbătoare de căldură 9... COEFICIENTUL GLOBAL DE SCHIMB DE CĂLDURĂ În cazul suprafeţelor plane de transfer de căldură (figura.7.a) coeficientul global de transfer de căldură se poate determina cu relaţia [.44]: K s R stot n R si, K s,w/(m.k) (.9) p R sd Rsd p unde: şi sunt coeficienţii de convencţie pentru fluidul primar şi secundar, în W/(m.K); R sd, R sd - rezistenţele termice de suprafaţă ale depunerilor pe partea fluidului primar, respectiv secundar, în m.k/w ; - grosimea, respectiv p, p conductivitatea termică a peretelui, în m, respectiv W/(m.K). Notând cu K so coeficientul global de transfer de căldură a aparatului fără depuneri: K so, (.0) p se poate scrie: p K s Rsd Rsd. (.) K so

10 0 Echipamente şi instalaţii termice a) b) Fig..7 Variaţia temperaturii şi rezistenţele termice pentru perete plan (a) şi cilindric (b) Pentru peretele tubular se utilizează deobicei coeficientul global linear de transfer de căldură [.45]: K l (.) s Rsd de Rsd R ln li d d d d d i i p i e e

11 Schimbătoare de căldură Coeficientul global linear de transfer de căldură a aparatului curat este: K lo W/m.K (.3) de ln d d d i p i e Rezultă că: K e K lo R d sd i R d sd e W/mK. (.4) Fig..8 Perete nervurat În cazul peretelui nervurat (figura.8.), coeficientul global de schimb de căldură al aparatului curat, raportat la suprafaţa nenervurată S este [.]: K s W/m.K, (.5) p S S p red iar în cazul raportării la suprafaţa extinsă S : unde: K s W/m S K, (.6) p S S S p red Snn Snn red, (.7) S unde: S nn, S n sunt suprafaţa dintre nervuri, respectiv suprafaţa nervurilor, în m ; S = S nn + S n - suprafaţa totală a pereteleui nervurat, în m ; n - randamentul nervurilor.

12 Echipamente şi instalaţii termice În tabelul. sunt date, orientativ, câteva valori ale coeficientului global de schimb de căldură pentru diferiţi agenţi termici [.]. Tabelul. Valori orientative ale coeficientului global de transfer de căldură Tipul de aparat Preîncălzitor de apă Schimbător apă-apă Condensator de abur Condensator de freon Condensator de amoniac Condensator de alcool Răcitor de aer cu aripioare Incălzitor de aer cu aripioare utilizând abur Schimbător apă-ulei Schimbător abur-ulei uşor Schimbător abur-ulei greu Schimbător abur-kerosen sau gazolină Schimbător gaze-gaze K so W/(M K) DIFERENŢA MEDIE DE TEMPERATURĂ În cazul în care agenţii termici nu îşi schimbă starea de agregare, curgerea lor fiind în echicurent (figura.9.a) sau contracurent (figura.9.b), ecuaţiile bilanţului termic şi transferului de căldură pentru un element de suprafaţă ds, în ipoteza pierderilor neglijabile de căldură în mediul ambiant ( r = ) sunt: (.8) dq Mc pdt M c pdt dq K T s T ds (.9) a)

13 Schimbătoare de căldură 3 b) Fig..9 Variaţia temperaturii în lungul suprafeţei pentru curgerea în echicurent (a) şi contracurent (b) În ecuaţia bilanţului termic semnul minus indică o scădere a temperaturii în lungul suprafeţei, iar semnul plus o creştere a acesteia. Temperatura agentului primar T va scădea totdeauna în lungul suprafeţei, în timp ce temperatura agentului secundar T creşte în lungul suprafeţei pentru curgerea în echicurent şi scade în cazul contracurentului. Din ecuaţia (.8) rezultă: deci: dt dq ; Mc p dt dq, M c p d T T dq Mc M p c p Înlocuind dq din (9), în (0) şi separând variabilele, se obţine: (.0) d T T Ks ds T T M c p M c (.) p Prin integrarea ecuaţiei (.), pentru curgerea în echicurent rezultă: T T ln T Dar din bilanţul termic al aparatului: i i K s e T e M c p M c p S o (.) Q M c p ; T T i e Q M c p. T T e i Înlocuind în ecuaţia (.) rezultă:

14 4 Echipamente şi instalaţii termice sau: T T K i i s ln T i T e T e T e S T o e Te Q Q T T T T i i e e K sso (.3) T i Ti ln T e T e Comparând ecuaţia (.3) cu ecuaţia (.8) rezultă că diferenţa medie de temperatură între cei doi agenţi termici, pentru curgerea în echicurent este: ec med T T T T i i e e e e t (.4) T i Ti ln T T Prin integrrea ecuatiei medie de temperatură va fi: (.) pentru curgerea in contracurent, diferenţa cc med T T T T i e e e i i t. (.5) T i Te ln T T Pentru ca numărătorul şi numitorul să fie totdeauna pozitivi relaţia generală pentru t med este: T T T ln T max min T med, (.6) max min unde: T max şi T min sunt diferenţele de temperatură maximă şi minimă intre agentii termici la intrarea, respectiv iesirea din aparat. Uneori diferenţa medie de temperatură calculată cu relaţia (.6) se notează DTML (diferenţă de temperatură medie logoritmică) sau LMTD (log-mean temperature difference).

15 Schimbătoare de căldură 5 T T T i = T e = T s T i T T e e T i =T e =T s S T i T S T a) b) T T i T s T s T e T s T y T e T i T x S zona I zona II c) d) zona III Fig..0 Variante de variaţie a temperaturii în lungul suprafeţei (a) fluidul primar nu îşi schimbă starea de agregare iar cel secundar vaporizează; (b) fluidul primar condensează iar cel secundar se încălzeşte; (c) fluidul primar condensează, iar cel secundar vaporizează; (d) fluidul primar se desupraîncălzeşte, condensează şi se subrăceşte, iar fluidul secundar se încălzeşte. Relaţia (.6) este valabilă numai pentru variaţii monotone ale temperaturilor în lungul aparatului (figura.9 şi figura.0.a.b). În cazul variaţiilor nemonotone ale temperaturilor pentru determinarea diferenţei medii de temperatură aparatul se împarte în zone cu variaţii monotone (figura.0.d), calculul termic realizându-se pentru fiecare zonă în parte.

16 6 Echipamente şi instalaţii termice În cazul curgerii în curent încrucişat sau a unor tipuri complexe de curgere pentru determinarea diferenţei medii de temperatură se utilizeză relaţia: T F. (.7) cc med T med Factorul de corecţie F, care multiplică diferenţa medie de temperatură obţinută considerând curgerea în contracurent, este funcţie de două rapoarte P şi R şi de tipul curgerii. Criteriul P are sensul unei eficacităţi termice fiind definit ca raportul dintre gradul de încălzire a agentului secundar în aparat şi diferenţa maximă disponibilă: P T d T T T T T e i max i i (.8) Criteriul R reprezintă raportul între capacităţile termice ale celor doi agenţi termici: R C T T C T T T T i e e i (.9) Factorul de corecţie F este subunitar el crescând odată cu scăderea lui R şi P. Rezultă că pentru cele 4 temperaturi ale agenţilor termici date diferenţa medie de temperatură maximă se obţine pentru curgerea în contracurent, iar cea minimă pentru echicurent, celelalte tipuri de curgere situându-se între aceste limite...4 CALCULUL TERMIC CU METODA DIFERENŢEI MEDII DE TEMPERATURĂ Din analiza celor două ecuaţii fundamentale pentru calculul termic al aparatelor de transfer de căldură: ecuaţia bilanţului termic şi ecuaţia transferului de căldură, rezultă că există 7 variabile independente: - debite: M şi M ; - 4 temperaturi: T i, T e, T i, T e si - suprafaţa de schimb de căldură S. Există două tipuri principale de calcul termic: - calculul de proiectare, care presupune obligatoriu determinarea suprafeţei de transfer de căldură S, celelalte 6 mărimi fiind legate în ecuaţia bilanţului termic; - calculul de verificare sau de stabilire a unui regim nenominal de funcţionare, la care pentru un aparat dat (S cunoscută) se urmăreşte determinarea sarcinii termice pe care o poate transfera aparatul, a temperaturilor agenţilor termici la

17 Schimbătoare de căldură 7 ieşirea din aparat, a unui debit şi unei temperaturi, sau a altei combinaţii de mărimi. Calculul termic de proiectare prin metoda diferentei medii de temperatura are ca date de intrare 5 din cele 6 debite şi temperaturi care caracterizează cei doi agenţi termici. Principalele etape ale calculului sunt: determinarea din ecuaţia bilanţului termic a debitului sau temperaturii necunoscute; determinarea cc ; T med determinarea factorului de corecţie F, în funcţie de criteriile P şi R şi de tipul curgerii agentilor termici prin aparat; determinarea diferenţei medii de temperatură T med (relaţia.7); determinarea coeficientului global de transfer de căldură K s ; determinarea suprafeţei necesare de transfer de căldură. Principala dificultate a calculului o constitue determinarea coeficientului global de schimb de căldură, deoarece de obicei, coeficienţii de convecţie depind de temperatura peretelui şi de o dimensiune geometrică a suprafeţei de transfer (de exemplu înălţimea peretelui la condensarea pe suprafeţele verticale sau lungimea canalului în cazul curgerii monofazice laminare), valori care nu sunt cunoscute, impunându-se alegerea lor şi verificarea ulterioară a corectitudinii acestor valori. Pentru aceasta există două metode de calcul: metoda iterativă şi metoda grafo-analitică...4.calculul TERMIC PRIN METODA ITERAŢIILOR SUCCESIVE Pentru urmărirea mai facilă a acestei metode, o vom aplica pe un caz concret de schimbător de căldură: un preîncălzitor vertical de apă cu abur, cu ţevi şi manta (figura.). Apa curge în interiorul ţevilor având două treceri, iar aburul condensează pe exteriorul ţevilor verticale. Modul de desfăşurare a calculului, care presupune două rânduri de iteraţii: pentru temperatura peretelui T p şi pentru înălţimea ţevilor H, este prezentat în schema logică din figura..

18 8 Echipamente şi instalaţii termice Fig.. Preîncălzitor vertical de apă (a) schema NOTAŢII: M aparatului;, M (b) variaţia temperaturii prin perete; (c) variaţia temperaturii. debitele agenţilor termici, în kg/s;t s -temperatura de saturaţie a agentului primar; T i, T e -temperaturile de intrare şi ieşire ale agentului secundar; w - viteza agentului secundar prin tevi, în m/s; d i, d e - diametrul interior, respectiv exterior al ţevilor,in m;, - vâscozitatea dinamică, respectiv cinematică, în Pa.s şi m /s; c p - căldura specifică, în J/(kgK); - conductivitatea termică, în W/(mK); H - înălţimea ţevilor, în m; n - numărul de ţevi pe o trecere; n t - numărul total de ţevi, Re, Nu, Pr, Gr, Pe - criteriile lui Reynold, Nusseldt, Prandtl, Groshof, Peclet; R sd - rezistenţa termică a depunerilor, în m K/W; Q - fluxul termic transmis, în W; q s - fluxul termic unitar de suprafaţă, în W/m ; r - coeficientul de reţinere al căldurii, p, p - presiunile agenţilor termici, în bar; - densitatea, în kg/m 3 ; h - entalpia, în J/kg; - coeficientul de convecţie, în W/(m K); K s - coeficientul global de transfer de căldură, în W/(m K), r - căldura latentă de vaporizare, în J/kg; - coeficentul de dilatare volumică. Date de intrare - Impuse prin temă: M, T i, T e, T s - Alese: w, r Determinarea lui M T m = 0,5(T i + T e );, C p, Pr, v, = f (T m ); Q M C p (T e - T i ); h i, h e = f (T s ); M = Q / r / (h i -h e ) Determinarea numărului de ţevi 4M n = round d i w n t = n

19 Schimbătoare de căldură 9 5 H = ales T p = ales 3 Determinarea T = T s - T p ;,,, r = f (T s ); g Z = TH / 3, r, Z 300 Da Pr Re = 53 0, 069 Pr Re =3,8Z 0,78 p Pr 0, 5 ( Z Nu 300) 4 / 3 Re r 4T H q s = (T s -T p ) p T p3 = T p - q s p R sd Determinarea p, Pr p = f (T p3 ) Re = w d i /

20 0 Echipamente şi instalaţii termice T h = 0,5(T p3 +T m ); h, h, h, Pr h, C ph, h = f (T h ); 3 T p3 Tm d i Gr Prh g h Pr Da H 0,6 Re d i d 4M i C Pe H H Nu,55 Pe Da h (GrPr) h < 80 5 h / 7 ph d i H ;,5 Re / 3 p H d 0,4 Re 300 i h ; Nu Pe C r = f (Re ) Nu = C r Pr Nu Da 0,4 Nu Pr Pr p Nu =0,0 Re d 4M C i H H 0,35 Pe h ph Re < ,8 0,3 d i H 0,5 Pr 0,43 Gr Pr Pr Pr h p Nu d i H 0,5 0,8 = Nu / d i q s = (T p3 -T m ) T p = T p - 0, 3 K s q s q q s s p p 0,0 Da R sd 4

21 Schimbătoare de căldură 4 T med T T ln T e s s T T i T i e Q S K s T mrd d m = 0,5 (d i + d e ) H r S d n m t Nu H H H r 0,0 H = H r 4 Da,, K s,s n t, H STOP Fig... Algoritmul de calcul al unui preîncălzitor prin metoda iterativă

22 Echipamente şi instalaţii termice..4. CALCULUL TERMIC PRIN METODA GRAFO-ANALITICĂ Calculul iterativ este relativ laborios dacă el se execută manual. Pentru a mări viteza de calcul în acest caz, se poate utiliza o metodă grafo-analitică. Cea mai răspândită astfel de metodă propune reprezentarea grafică a variaţiei a două fluxuri termice unitare, în funcţie de diferenţa de temperatură. Pentru cazul schimbătorului analizat în paragraful anterior se pot reprezenta fluxurile: şi q s Ts Tp T W/m, (.30) Tp Tm T q s W/m, (.3) p p R sd Rsd p p Suma celor două diferenţe de temperatură va fi diferenţa de temperatură medie în aparat: T med T T. (.3) Dând câteva valori lui T şi lui T se pot determina şi şi apoi q s şi q s, trasându-se cele două variaţii astfel încât să se respecte condiţia (.3). În acest scop variatia unuia dintre fluxurile unitare se reprezinte pornind din originea axei diferentei de temperaturi, pentru trasarea variaţiei celuilalt flux, originea acestei axe decalandu-se cu valoarea lui T med şi având sensul inversat [.]. Fig..3. Metoda grafoanalitică de determinare a fluxului termic unitar

23 Schimbătoare de căldură 3 La intersecţia grafică a celor două fluxuri termice unitare se determină valoarea de calcul (q calc s ), determinându-se apoi imediat suprafaţa de schimb de căldură, S şi coeficientul global de transfer de căldură, K s : calc S Q / m ; K s = q calc s /T med W/m.K. (.33) q s..5. METODA EFICIENTĂ - NUMĂR DE UNITĂŢI DE TRANSFER DE CĂLDURĂ, PENTRU CALCULUL TERMIC AL SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ..5.. RELATII INTRE EFICIENTA SI NUMARUL DE UNITATI DE TRANSFER DE CALDURA Eficienţa schimbătorului de căldură se defineşte ca raportul dintre fluxul termic transferat în aparat şi fluxul maxim care s-ar putea schimba dacă curgerea ar fi în contracurent şi suprafaţa de transfer de căldură ar fi infinită [.6][.7]. Se poate scrie deci: Q Q C T T r e i i e (.34) max C min T i T T i C C min T i T T Numărul de unităţi de transfer de căldură se defineşte ca produsul dintre coeficientul global de transfer şi suprafaţa de transfer de căldură, raportat la capacitatea termică a agentului termic. Se poate defini astfel: i NTC K ss K sds C (35) C s NTC K ss K sds C (.36) C s Se poate determina o relaţie generală între eficienţă şi NTC, pornind de la ecuaţia de definiţie a acesteia: Q K ST T s med med NTC min, (.37) Q max CminTmax im Tmax im unde:. Tmax im T i Ti

24 Echipamente şi instalaţii termice 4 Există o legătură directă şi între eficienţă şi parametrii P şi R. Dacă: R = C /C <, T T T T P e i i i (.38) Dacă: C / C R,. R P T T T T C C i i i e (.39) Se pot determina variaţii de tipul: curgerii tipul C /,C NTC f max min max. Pentru scheme simple de circulaţie a agenţilor termici aceste relaţii pot fi determinate analitic. Astfel, pentru curgerea în echicurent se pleacă de la relaţia (.): p p p s p p s i i e e M c c M c M S K c M M c S K T T T T ln Rezultă: p p p s i i e e M c c M c M S K exp T T T T (.40) Din ecuaţia bilanţului termic ( r = ), rezultă: e i p p i e T T M c c M T T (.4) Înlocuind această valoare în membrul stâng al ecuaţiei (.40), acesta devine: i i e i p p i i e i e i p p i i i i e e i p p i T T T T M c c M T T T T T T M c c M T T T T T T T M c c M T / /

25 Schimbătoare de căldură 5 Înlocuind membrul stâng în relaţia (.40), aceasta devine: M c M c T T T T k ss exp M c M c M c p e i p p i i p p (.4) C Presupunând că agentul termic secundar are capacitatea termică minimă M c p C min, ecuaţia de difiniţie a eficienţei devine: T T T T e i i e (.43) Înlocuind în (.4), se obţine: C min C min exp NTC max. Cmax Cmax Notând C* = C min /C max şi N = NTC max, se obţine în final: exp N C * C *. (.44) În tabelul. şi figura.4 sunt prezentate grafic şi analitic variaţiile eficientei termice în funcţie de NTC max şi C min / Cmax, pentru o serie de tipuri de curgere uzuale.33,.55. Tabelul. Relaţii de calcul pentru eficienţă în funcţie de NTC max,cmin / Cmax tipul curgerii Nr. crt Tipul curgerii = f (N, C*) N = f (, C*) contracurent echicurent C N * exp N C* N ln * C* C * exp C exp N C* ln C N * C C

26 6 Echipamente şi instalaţii termice exp NC n exp 3 C* n Curent încrucişat, unde, n = N -0, ambele fluide neamestecate 4 C max - amestecat; C - min neamestecat exp C* e C* * N N ln ln C * C * 5 Curent încrucişat, un fluid amestecat şi altul neamestecat C max - neamestecat; C mi n - amestecat exp / C * exp NC C* exp * N exp NC N ln C ln C* N * Curent încrucişat ambele fluide amestecate 6 Schimbător cu ţevi şi manta cu o trecere prin manta şi,4,6 treceri prin ţevi 7 Schimbător cu ţevi şi manta cu n treceri prin manta şi n, 4n, 6n treceri prin ţevi 8 Orice schimbător la care un fluid îşi schimbă starea de agregare (C* =0) C * / C * exp N C exp N C * / * / n * pc p n C* / C* p unde: p eficienţa pentru o trecere prin manta p N C / ln / * / C * C * = - e -N N = - ln ( - ) / C* * / C

27 Schimbătoare de căldură 7 Fig..4. Nomograme pentru metoda -NTC..5. CALCULUL TERMIC Utilizarea metodei - NTC pentru calculul de proiectare, presupune parcurgerea următoarelor etape: determinarea tuturor temperaturilor şi debitelor (ecuaţia bilanţului termic);

28 8 Echipamente şi instalaţii termice calculul capacităţilor termice C şi C şi stabilirea mărimilor C min, C max, C * ; calculul eficienţei aparatului (relaţia.35); determinarea grafică sau analitică a lui NTC max, în funcţie de, C* şi tipul ales de curgere; determinarea coeficientului global de schimb de căldură K s ; determinarea suprafeţei de schimb de căldură necesară: S C NTC / K. min max S Metoda - NTC este deosebit de utilă în special pentru calculul de verificare sau a unor regimuri de funcţionare. În figurile.5 şi.6 sunt prezentaţi algoritmii calculelor de regim de funcţionare în cazul în care nu se cunosc două temperaturi (fig..5) sau o temperatură şi un debit (fig..6), M, M, T i, T i S 3 T ie ales Tm 0, 5 Ti Te T e ales Tm 0, 5 Ti Te c c p p f f T m T m T calc e T i M c p T M c i T p e calc T e T e Nu T e T T c e c e 0, 0 C C C C M min max M C* C c p c min Da p min C max C / C,C,C max

29 Schimbătoare de căldură 9 Calculullui k s f NTC max NTC kss C min * max, C tip curgere C calc min T e T i T i T i C Nu calc T e T e T calc e T calc e T e 0, 0 3 calc calc T e T e STOP Fig..5. Algoritmul de calcul de verificare cu metoda - NTC (se determină două temperaturi) S M, T i, Ti, T e, T e ales Tm 0, 5 Ti Te Tm 0, 5 Ti Te c c p p f f T m T m

30 30 Echipamente şi instalaţii termice M M c c C C C C min max p C* C p T M c M min T i p c p e T / C T max e min C, C i max C, C Calculullui k s f NTC max NTC kss C min * max, C tip curgere C calc min T e T i T i T i C calc T e T e Nu T calc e T T calc e, e calc M T e STOP Da 0,0 Fig..6. Algoritmul de calcul de verificare cu metoda - NTC (se determină o temperatură şi un debit)

31 Schimbătoare de căldură ALEGEREA DIFERENTEI OPTIME DE TEMPERATURA IN APARAT- METODA PINCH Una dintre problemele importante care se pune la alegerea schemelor şi parametrilor schimbătoarelor de căldură, mai ales dacă acestea se încadreaza în scheme complexe, cum este cazul instalaţiilor chimice sau al centralelor electrice, este maximizarea eficienţei aparatelor [.5]. Pentru a se determina o legătură între eficienţă si diferentele de temperatuară la intraea respectiv temperatura din aparat, vom considera cazul curgerii în contracurent (figura.9b). Diferenţele de temperatură la intrare respectiv ieşire vor fi: T i Q Te T i Ti Ti Te T i Ti, C (.45) Q T i T i Ti. C (.46) T e Considerând C C, rezultă din ecuaţia bilanţului termic: T i T e Te Ti, sau: T i Te T e Ti. Rezultă că: T T şi T T. i e Tmax e i Tmin Putem în acest caz determina legături între Tmin T i T T i C Q T T i i T T C T T i max i Q i i Q Q C C T, T, min R, : max max min Q C ( T T min i i ) (.47) = R Q R. (.48) Q max Atunci: T T min max. (.49) R

32 3 Echipamente şi instalaţii termice Derivând in raport de pentru R constant, rezultă: d T min R 0. d Tmax ( R ) T min Rezultă ca eficienta aparatului va creste dacă minimizăm raportul T max. Aceasta metodă de mărire a eficienţei unui schimbător de căldură poartă denumirea de metoda pinch. T i T i T i I T e T e T i T e T e T i T i T e T e T e T e T i T i Figura.7 Variaţia temperaturilor într-un schimbător de căldură - cu fluidul primar prin manta a) fără incrucişerea temperaturilor; b) cu încrucisarea temperaturilor Trebuie remarcat că această mărire a eficienţei aparatului este deobicei însoţită de o reducere a T şi deci o mărire a suprafeţei aparatului, cu un efect med economic negativ asupra costului acestuia. Din aceste motive numai un calcul tehnico-economic al ansamblului instalaţiei din care face parte aparatul va conduce T la valoarea optimă a eficienţei şi a raportului min. T max

33 Schimbătoare de căldură 33 La schimbătoarele de caldură cu mai multe treceri poate aparea cazul în care la un moment dat temperatura fluidului primar să coboare sub temperatura fluidului secundar apărând o încrucişare a temperaturilor sau o inversiune. Acest fenomen,prezentat în figura.7 b, este nedorit şi trebuie evitat pentru că în zona inversiunii de temperaturi va avea loc un transfer de căldură nociv de la fluidul secundar către cel primar. Detectarea acestui fenomen, care poate apare mai ales când aplicăm metoda pinch pentru maximizarea eficienţei, este dificilă şi se poate realiza prin modelarea câmpului de temperaturi prin aparat utilizând metoda elementelor finite [.5]. Această modelare va permite să se studieze câmpul de temperaturi şi în cazul regimurilor nenominale şi să se facă recomandări de regimuri ( în special debite de fluid) care trebuiesc evitate...6. CALCULUL TERMIC AL SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ PRIN METODA P-NTC Unul dintre dezavantajele metodei -NTC o constitue faptul că trebuie să se determine continuu C min, atât pentru determinarea lui NTC max cât şi a C*. Pentru schimbătoarele cu ţevi şi manta relaţiile de calcul ale eficienţii, în funcţie de NTC max şi C* diferă după cum fluidul cu C min circulă în ţevi sau manta. În figura.8 este prezentată variaţia P = f(ntc, R) pentru un schimbător de căldură cu ţevi şi manta, cu o trecere prin manta şi două treceri prin ţevi..75. Se observă că performanţele aparatului, caracterizate de P, sunt direct proporţionale cu NTC şi invers proporţionale cu R. Pentru calculele termice uzuale este utilă numai porţiunea din grafic din stânga curbei F=0,8, funcţionarea unui aparat în restul diagramei fiind neeconomică. Deoarece în această zonă liniile sunt foarte dese precizia citirilor este redusă. Pentru calcule analitice se propun relaţiile prezentate în tab. (.3).75. Fig..8 Variaţia P = f (NTC, R) pentru un schimbător de căldură cu o trecere prin manta şi două treceri prin ţevi.

34 34 Echipamente şi instalaţii termice Tabelul.3 Relaţii de calcul pentru P în funcţie de N TC,R şi tipul curgerii Nr. crt. Tipul curgerii P = f (NTC, R) Contracurent exp NTC P Rexp NTC R R Echicurent P exp R NTC R Curent încrucişat, ambele fluide neamestecate Curent încrucişat ambele fluide amestecate Curent încrucişat un fluid amestecat, iar celălalt neamestecat P exp NTC exp R n 0, unde n = NTC P Rn exp NTC R exp R NTC fluidul primar neamestecat exp RNTC P exp R fluidul secundar neamestecat P exp R exp NTC R 6 Schimbător cu ţevi şi manta cu o trecere prin manta şi un număr par de treceri prin ţevi P exp NTC R exp NTC R R R Modul de utilizare a metodei pentru calculele de proiectare sau verificare este analog cu cel utilizând metoda de -NTC. Pentru exemplificare, în figura.8 este prezentat algoritmul de calcul pentru determinarea temperaturilor la ieşirea din aparat, utilizând metoda P-NTC.

35 Schimbătoare de căldură 35, M, M, T i, T i S 3 T e ales T m 0, 5 Ti T e T e ales T m 0, 5 T i T e c c p p f f T m T m T calc e T i M c p T M c e p T i calc T e T e Nu T e T T calc e calc e 0,0 C C M R C Da M c p c /C p Calcululcoeficient ului globaldetransferdecaldurak s

36 36 Echipamente şi instalaţii termice NTC kss C P f NTC, R T calc T i P( T i T i ) Nu calc T e T e T c e T T c e e Da 0,0 3 calc calc T e, T e STOP Fig..9. Algoritm de calcul de verificare cu metoda P-NTC..7. CALCULUL TERMIC AL SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ PRIN METODA -P-R-NTC O metodă care combină toate variabilele metodelor anterioare, dând un grad de generozitate mărit graficelor sale este cea propusă de Mueller.75 sub forma = f (P,R, NTC şi tipul curgerii). Noua variabilă este definită de relaţia: Tmed T T i i (.50) Graficele acestei metode se combină de obicei, cu variaţia F = f(p,r), reprezentând o monogramă în două cadrane care combină cele 5 mărimi:, F, P, R şi NTC putându-se determina trei dintre mărimi în funcţie de celelalte două (figura.0).

37 Schimbătoare de căldură 37 Fig..0 Nomograma - F - P - R - NTC În figurile..7 sunt prezentate graficele = f(p,r,ntc) şi F = f (P,R) pentru diferite tipuri de curgere în schimbătoare cu ţevi şi manta.

38 38 Echipamente şi instalaţii termice Fig.. Nomogramă pentru schimbătoare cu ţevi şi manta (TEMA E) cu o trecere prin manta şi număr par de treceri prinţevi(-n)

39 Schimbătoare de căldură 39 Fig.. Nomogramă pentru schimbătoare cu ţevi şi manta (TEMA E) cu două treceri prin manta şi număr par de treceri prinţevi(-n)

40 40 Echipamente şi instalaţii termice Fig..3 Nomogramă pentru schimbătoare cu ţevi şi manta (TEMA E) cu trei treceri prin manta şi număr par de treceri prinţevi(3-n)

41 Schimbătoare de căldură 4 Fig..4 Nomogramă pentru schimbătoare cu ţevi şi manta (TEMA E) cu patru treceri prin manta şi număr par de treceri prinţevi(4-n)

42 4 Echipamente şi instalaţii termice Fig..5 Nomogramă pentru schimbătoare cu ţevi şi manta şi intrare centrală a fluidului în manta (TEMA J) cu o trecere prin ţevi

43 Schimbătoare de căldură 43 Fig..6 Nomogramă pentru schimbătoare de căldură cu ţevi şi manta şi intrare centrală a fluidului în manta (TEMAJ) cu număr par de treceri prin ţevi

44 44 Echipamente şi instalaţii termice Fig..7 Nomogramă pentru schimbător de căldură cu ţevi şi manta cu intrare centrală a fluidului în manta, cu şicană transversală (TEMAG) şi număr par de treceri prin ţevi

45 Schimbătoare de căldură 45 SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU ŢEVI ŞI MANTA Schimbătoarele de căldură cu ţevi şi manta reprezintă tipul cel mai răspândit în industrie datorită simplităţii sale constructive, fiabilităţii ridicate şi costului relativ coborât. Deşi în ultimii ani ritmul de creştere a pieţei mondiale de astfel de aparate a scăzut, ea reprezintă încă între 60-80% din piaţa schimbătoarelor de căldură. In figura.8 se prezintă o schemă constructivă de principiu a unui schimbător de căldură cu ţevi şi manta. Fig..8 Schema constructivă de principiu a unui schimbător de căldură tubular.3.. ELEMENTE CONSTRUCTIVE.3... CLASIFICAREA CONSTRUCTIVĂ Clasificarea constructivă a schimbătoarelor cu ţevi şi manta, care şi-a găsit cea mai largă răspândire, este cea propusă de Asociaţia Constructorilor de Schimbătoare de Căldură Tubulare TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Asociation). Ea clasifică cu litere aceste aparate în funcţie de trei criterii: construcţia capacului de distribuţie fix al aparatului; construcţia şi modul de circulaţie al agentului termic în spaţiul dintre ţevi si manta şi tipul capacului de capăt (fig..9) [.56][.79].

46 46 Echipamente şi instalaţii termice În figura.30 sunt prezentate câteva scheme constructive de schimbătoare cu ţevi şi manta, putându-se observa principalele lor elemente constructive. Fig..9 Clasificarea TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Asociation) pentru schimbătoare cu ţevi şi manta

47 Schimbătoare de căldură 47 Fig..30. Tipuri constructive de schimbătoare cu ţevi şi manta

48 48 Echipamente şi instalaţii termice Fig..30 (continuare) Tipuri constructive de schimbătoare cu ţevi şi manta [.55]. a) Schimbătoare cu cap mobil (tip AES); b) schimbătoare cu plăci tubulare fixe şi compensator de dilatare pe manta (tip BEM); c) schimbător cu capac de capăt mobil, cu etanşare cu presetupă (tip AEP); d) schimbător cu ţevi în formă de U (tip CFU); e) boiler orizontal cu cap mobil (tip AKT); f) schimbător cu curgere divizată (tip AJW). - capac tubular fix; - capac elipsoidal sau tronconic fix; 3 - flanşa capacului fix; 4 - placă de capăt; 5 - racord fix de legătură; 6 - placă tubulară fixă; 7 - ţevi; 8 - manta; 9 - capac de capăt al mantalei; 0, - flanşe ale mantalei; - racord al mantalei; 3 - flanşa capacului de capăt; 4 - liră de dilatare; 5 - placă tubulară mobilă; 6 - capac mobil; 7 - flanşa capacului mobil; 8 - flanşe de strângere; 9 - inel de oprire; 0 - flanşe de strângere a plăcii de capăt; - placă de capăt a capacului mobil; - partea cilindrică a plăcii tubulare mobile; 3 - cutia de etanşare; 4 - garnitură de etanşăre; 5 - presetupa etanşării; 6 - inel distanţier; 7 - tiranţi; 8 - şicane; 9 - placă deflectoare; 30 - şicană longitudinală; 3 - perete despărţitor; 3- aerisire; 33 - drenaj; 34 - racord aparat de măsură; 35 - suport; 36 - inel de ridicare; 37 - suport lateral; 38 - placă de limitare; 39 - racorduri pentru indicatorul de nivel.

49 Schimbătoare de căldură ALEGEREA PRINCIPALELOR ELEMENTE CONSTRUCTIVE Alegerea principalelor elemente constructive ale aparatului se face în funcţie de diverse criterii şi restricţii tehnologice sau constructive în cele ce urmează prezentându-se câteva recomandări generale [.7], [.55], [.79]. a) Alegerea tipului de manta Cel mai utilizat tip de circulaţie este cel cu o trecere (TEMAE), care asigură cea mai ridicată diferenţă de temperatură între agenţii termici (factorul de corecţie F este maxim). Atunci când avem un număr mare de treceri pe partea de ţevi şi factorul de corecţie F scade, în loc să se recurgă la două aparate tip E în serie se poate utiliza un schimbător cu două treceri prin manta (TEMAF), deşi prezenţa şicanei longitudinale poate produce scurgeri importante de fluid pe lângă şicană şi înrăutăţirea coeficientului de transfer convectiv în această zonă. Dacă pierderea de presiune pe partea mantalei trebuie redusă se poate utiliza o manta cu curgere dirijată (TEMAJ), la care pierderile de presiune sunt de circa 8 ori mai mici decât la o manta tip TEMAE, reducându-se însă eficienţa termică a aparatului. Pierderile de presiune la mantalele cu două treceri (TEMAF) sunt de circa 8 ori mai mari ca în cazul unei singure treceri. Dacă se doreşte reducerea acestor pierderi cu păstrarea unei duble treceri se pot adopta schemele cu curgere separată simplă sau dublă (TEMA G şi H), cu reducerea însă a factorului de corecţie al diferenţei medii de temperatură F. În cazul curgerii încrucişate fără şicane interioare (TEMAX) se pot obţine cele mai mici pierderi de presiune. Acest tip de manta se poate utiliza pentru condensarea vaporilor. cu presiune coborâtă. Diametrul mantalei poate varia în limite largi. În tabelele.4 şi.5 sunt date orientativ diametrele si grosimea peretelui mantalelor în cazul schimbătoarelor cu plăci tubulare fixe (tab..4) sau cu cap mobil (tab..5). b) Alegerea capacului de distribuţie Principalul criteriu de alegere a capacului de distribuţie îl constituie uşurinţa accesului la placa tubulară, în vederea curăţării sale. Din acest punct de vedere soluţia cu capac tubular demontabil (TEMA A) permite cel mai simplu acces, fiind recomandată în cazul fluidelor cu depuneri. Soluţia cu capac elipsoidal (TEMA B)

50 50 Echipamente şi instalaţii termice necesită o demontare ceva mai complicată, în schimb asigură pierderi de presiune locale mai mici, în special la un număr mai mare de treceri prin ţevi. Celelalte tipuri de capace de distribuţie au fie construcţii speciale destinate presiunilor ridicate ale fluidului (TEMA D), fie realizează o reducere a numărului de flanşe şi corespunzător a greutăţii si costului aparatului (TEMA C şi N). c) Alegerea capacului de capăt Alegerea capacului de capat se face dupa aceleasi criterii luate in considerare la alegerea capacului de distributie la care se adauga un element de multe ori esential :preluarea dilatarilor inegale intre tevi si manta Soluţiile tip L, M, N de capac de capăt sunt construcţii rigide care nu permit preluarea dilatărilor diferite ale mantalei şi ţevilor. Astfel de soluţii pot fi utilizate doar până la diferenţe de temperatură între ţevi şi manta de 55 C, sau 80 C dacă se prevede o liră de dilatare pe manta. În celelalte cazuri trebuie fie să se utilizeze cap mobil, în una dintre variantele P, S, T sau W, cu o complicare a soluţiei constructive însă cu o rezolvare a problemei preluării dilataţiilor diferite ale ţevilor şi mantalei. Diferenţa intre aceste patru variante o constituie atât forma constructiva cat si distanta intre fascicolul de ţevi si manta, distanta care influenteaza coeficientul de convecţie in manta prin debitul de fluid care se scurge prin acest spaţiu si nu participa la transferul de căldura. Tabelul.4 Dimensiuni recomandate pentru manta pentru schimbătoarele de căldură cu plăci tubulare fixe [.65]. Diametrul Diametrul Grosime perete mm a Diametrul interior Mm a nominal exterior () () (3) () () (3) () tub sudat din oţel carbon; () roluită din oţel carbon; (3) roluita din oţel inoxidabil.

51 Schimbătoare de căldură 5 Tabelul.5 Dimensiuni recomandate pentru manta pentru schimbătoarele de căldură cu cap mobil [.56]. Diametrul Diametrul Grosime perete mm Diametrul interior Mm Nominal Exterior () () (3) () () (3) () din oţel carbon tub sudat; () roluită din oţel carbon; (3) din oţel inoxidabil. O soluţie eficienta pentru preluarea dilatărilor o constituie utilizarea ţevilor in forma de U, recomandata atunci când fluidul care circula prin ţevi nu creeaza depuneri, aceste ţevi neputand sa fie curatate mecanic la interior. d) Alegerea şicanelor Şicanele transversale au rolul de susţinere a ţevilor, dea a preveni vibraţiile acestora si mai ales de a măririi vitezei de curgere a fluidului peste ţevi, însoţită de intensificarea transferului de căldură convectiv, dar si de marirea pierderilor de presiune. În figura.3 sunt prezentate diferite tipuri de şicane transversale. Şicanele simplu segment sunt cele mai folosite ele amplasându-se de obicei la o distanţă minimă de 0, D s (unde D s este diametrul mantalei), dar nu mai puţin de 50 mm, iar distanţa maximă dintre ele nu trebuie să depăşească D s. La alegerea distanţei între şicane trebuie să se ţină seama şi că, pentru prevenirea vibraţiilor ţevilor, distanţa între două susţineri succesive ale acestora trebuie să fie între 50 şi 80 de diametre. Dacă pierderile de presiune sunt prea mari sau sunt necesare mai multe suporturi pentru ţevi se pot utiliza şicanele dublu sau triplu segment sau să se elimine ţevile din fereastra şicanei, cu mărirea corespunzătoare a diametrului mantalei. O mare importanţă o are şi alegerea corectă a mărimii părţii decupate a şicanei, pentru realizarea unei curgeri cât mai uniforme peste fasciculul de ţevi (fig..3).

52 5 Echipamente şi instalaţii termice (e) (f) Fig..3 Tipuri constructive de şicane transversale a) şicană simplu segment; b) şicană dublu segment; c) şicană triplu segment; e) şicană fără ţevi în fereastră; e) şicană disc coroană circulară; f) orificii în şicane. Fig..3 Structura curgerii fluidului în interiorul mantalei (LBH - înălţimea ferestrei şicanei; LBC distanţa între şicane)

53 Schimbătoare de căldură 53 În general partea decupată a şicanei (LBH) se recomandă a fi între 0, D s, dacă distanţa dintre şicane este 0, D s şi 0,33 D s, dacă această distanţă este D s. Între aceste limite pentru schimbătoarele monofazice se poate considera o variaţie lineară (fig..33) [.56]. f) Alegerea ţevilor Fig..33 Recomandări pentru înălţimea ferestrei şicanei, pentru schimbătoarele monofazice (S) şi cu condensare (C) În schimbătoarele tubulare pot fi utilizate ţevi lise sau cu aripioare. Diametrele nominale (diametrele exterioare) ale ţevilor standardizate sunt prezentate în tab..6. În general, pentru a obţine un transfer de căldură ridicat se indică utilizarea unor ţevi cu diametre mici, însă în multe cazuri diametrul minim al ţevilor este impus, pentru a putea realiza curăţarea mecanică a lor, la circa 0 mm, din aceleaşi considerente lungimea ţevilor limitându-se la 5 m. Pentru realizarea unei soluţii constructive economice şi a posibilităţii curăţirii mecanice este necesar să se păstreze un raport raţional între diametrul ţevilor şi cel al mantalei. Raportul minim între cele două diametre este recomandat a fi /5. În figura.34 sunt prezentate combinaţiile recomandate între diametrul matalei şi al ţevilor.55.

54 54 Echipamente şi instalaţii termice Tabelul.6 Diametrele nominale standardizate pentru ţevi [.79]. D e mm (.) 4.0 (6.0) (.0) p mm D i mm S sp m /m Fig..34 Raportul recomandat între diametrul mantalei (D s ) şi al ţevilor (D e ) (haşurat-zona recomandată; punctat - zona acceptată în anumite condiţii). Aşezarea ţevilor pe placa tubulară se poate realiza în vârful unor triunghiuri echilaterale sau în pătrate (fig..35). Aşezarea în triunghiuri conduce la un aparat mai compact şi la un coeficient de transfer de căldură mai mare, aşezarea în pătrate având avantajul posibilităţii curăţirii exterioare a fascicului. Pasul dintre ţevi (distanţa între axele a două ţevi alăturate, L tp ) se alege de obicei între, şi,5 din diametrul exterior al ţevilor, spaţiul minim dintre diametrele exterioare ale ţevilor trebuind să depăşească 6 mm pentru a permite

55 Schimbătoare de căldură 55 Fig..35 Tipuri de aşezare a ţevilor pe placa tubulară curăţirea mecanică a ţevilor. Valoarea minimă a pasului, în funcţie de modul de prindere a ţevilor în placa tubulară este prezentată în tabelul Intensitatea transferului de căldură, capacitatea aparatului şi pierderile de presiune sunt invers proporţionale cu mărimea pasului dintre ţevi. Valoarea optimă a acestuia este o problemă tehnico-economică. g) Intrarea fluidului în manta Intrarea fluidului în manta se face prin ştuţuri speciale sudate pe aceasta. Dacă viteza fluidului este mare la impactul cu ţevile se poate produce o eroziune a acestora sau vibraţia lor. Pentru a se preveni acest efect

56 56 Echipamente şi instalaţii termice se utilizează: plăci de protecţie (fig..36 a şi c), ţevi de protecţie (fig..36 b) sau un distribuitor inelar cu fereastră (fig..36 b). Tabelul.7 Valorile minime ale pasului dintre ţevi (DIN 88/979) Tipul prinderii Simbol Descriere I Mandrinate Cu, caneluri II Sudate sau lipite cu capăt îngropat III Sudate sau lipite cu capăt ridicat D e II I III Mm L tp L tp /D e L tp L tp /D e 0 () 4 (6) 8 0 ()

57 Schimbătoare de căldură 57 Fig..36 Protecţia fasciculului de ţevi la intrarea fluidului Prezenţa protecţiei fasciculului de ţevi se impune de la valori ale produsului w mai mari de 50 pentru fluidele necorozive şi neabrazive şi mai mari de 750 pentru celelalte fluide sau vapori saturaţi sau umezi. h) Alegerea numărului de treceri Numărul de treceri (N tr ) este impus de debitul care circulă prin ţevi şi viteza acestuia, astfel încât să se obţină un raport între lungimea si diametrul aparatului în limite acceptabile (L/D <). Prin mărirea numărului de treceri pentru un debit şi o viteză dată prin ţevi, se măreşte numărul total de ţevi şi astfel diametrul fasciculului şi al mantalei. In acelaşi timp insa cresc pierderile de presiune şi scade diferenta medie de temperatura in aparat. Numărul maxim de treceri în funcţie de diametrul mantalei este recomandat în tabelul.8. Tabelul.8 Recomandări pentru numărul maxim de treceri prin ţevi. D s mm > 00 N tr, max

58 58 Echipamente şi instalaţii termice i) Alegerea fluidului care va curge prin ţevi La alegerea fluidului care va curge prin ţevi se va ţine seama de câteva proprietăţi şi mărimi fizice ale agenţilor termici. ) Gradul de murdărire. Fluidul mai murdar şi mai greu de curăţat se va introduce prin interiorul ţevilor drepte care se poate uşor şi eficient curăţa mecanic. Spaţiul dintre ţevi si manta este greu de curăţat mecanic, utilizându-se de obicei, dacă este necesară, curăţirea chimică. ) Coroziunea. Fluidul coroziv va circula de regula prin interiorul ţevilor, pentru ca numai acestea să fie necesar să se execute dintr-un material anticoroziv. In cazul in care pentru protectia anticoroziva este necesara cauciucarea, aceasta nu se poate deobicei realiza la interiorul tevilor si in acest caz agentul coroziv (acid) va circul in manta. 3) Presiunea. Fluidul cu presiune mai mare este indicat să circule prin ţevi, care având diametrul mic rezistă la presiuni ridicate fără a fi necesare grosimi mari ale peretelui. În cazul în care fluidul cu presiune ridicată ar circula prin manta, grosimea acesteia, deci şi costul ei ar creşte considerabil. 4) Temperatura. În mod asemănător, fluidul fierbinte este indicat să circule prin ţevi pentru a reduce tensiunile termice din material şi a micşora grosimea izolaţiei mantalei. 5) Toxicitatea. Fluidele toxice, inflamabile, explozive sau scumpe se vor introduce în partea cea mai etanşe a aparatului, de obicei în interiorul ţevilor, luându-se măsuri speciale de etanşare. 6) Debit. Fluidul cu cel mai mic debit este indicat să se introducă în manta, pentru a obţine un număr mai mic de treceri prin ţevi şi deoarece la curgerea peste ţevi regimul turbulent apare la valori mai mici ale criteriului Reynolds ( Re limita = 0 3 ). 7) Vâscozitate. Fluidul mai vâscos se va introduce în manta pentru că în această zonă se poate obţine regimul turbulent de curgere la valori mai mici ale criteriului Reynolds. 8) Pierderile de presiune. Dacă pentru un fluid pierderile de presiune sunt strict limitate, acesta va fi introdus în ţevi, unde calculul pierderilor este mai exact şi putem lua măsuri pentru limitarea pierderilor de presiune, în special prin micşorarea vitezelor.

59 Schimbătoare de căldură CALCULUL UNOR ELEMENTE GEOMETRICE CONSTRUCTIVE [.79] a) Lungimea ţevilor Elementele lungimii ţevilor sunt prezentate în figura.37. Fig..37 Elementele lungimii ţevilor (a) ţevi drepte; (b) ţevi în formă de U. Se definesc următoarele elemente de lungime: L to - lungimea nominală a ţevii; L ti - lungimea egală cu suma tuturor distanţelor între şicane; L ta - lungimea efectivă pentru transferul de căldură. Pentru aparatele cu ţevi drepte: L L L ; [m] (.5) to ti ts Lta L ti, [m] (.5) unde: L ts este grosimea plăcii tubulare, in m. Grosimea plăcii tubulare se poate alege ca o zecime din diametrul mantalei L 0,, sau se poate calcula cu relaţia: ts D S L ts ps 0, 5Ds, [m] (.53) ts unde: p s este presiunea din interiorul mantalei, in Pa; ts - efortul admisibil al materialului plăci la temperatura de lucru, in N/m. Pentru aparatele cu ţevi în formă de U lungimea ţevii diferă de la un fascicul la altul. Relaţiile între lungimi sunt: L L L ; [m] (.54) to ta ti ti ts L L 0, 3D, [m] (.55) otl

60 60 Echipamente şi instalaţii termice unde D otl este diametrul cercului de curbura al ultimului rând de ţevi dinspre manta (fig. 3.). Distribuţia şicanelor în lungul ţevilor este indicat să se facă la distanţe egale (L bc ). În unele cazuri însă, atunci când recordurile de intrare şi ieşire a fluidului în manta au diametre mari, distanţa până la prima şicană L bi şi de la ultima şicană la placa tubulară L bo, pot fi diferite (fig..38). În acest caz: L ti bi N S Lbc Lbo L [m] (.56) Fig..38 Distribuţia şicanelor în lungul mantalei b) Diametre caracteristice Diametrul interior al mantalei D s ; Diametrul exterior al şicanelor D' s este, datorită toleranţelor în execuţie necesare pentru a se asigura montarea lor, ceva mai mic decât diametrul interior al mantalei (fig..33). Mărimea spaţiului liber dintre şicană şi manta, L sb /, care are un efect negativ asupra transferului de căldură, poate fi apreciată cu aproximaţie cu relaţia recomandată de TEMA.79 : L, 6 0, 004. [mm], atunci : D' sb D s s D L. [m] (.57) s sb Diametrul ultimului rând de ţevi D ctl, reprezintă diametrul cercului pe care sunt amplsate centrele ultimului rând de ţevi dinspre manta (fig..39): Dctl Dotl De [m] (.58) unde: D otl este diametrul cercului înfăşurător fasciculului de ţevi;

61 Schimbătoare de căldură 6 D e - diametrul exterior al ţevilor. Fig..39 Distribuţia ţevilor pe placa tubulară şi pe şicane Pentru determinarea lui D otl trebuie să se ţină seama de spaţiul L bb (L bb =D s -D otl ), care trebuie să existe între periferia ultimilor ţevi şi suprafaţa interioară a mantalei. Acest spaţiu este funcţie de diametrul mantalei şi de tipul de construcţie adoptat pentru fasciculul de ţevi (fig..40) Fig..40 Mărimea spaţiului între ţevi şi manta [.55] c) Numărul de ţevi Numărul de ţevi pentru schimbătorul cu o trecere (N tr =) se poate determina cu relaţia:

62 6 Echipamente şi instalaţii termice N tt D ctl ) tp 0, 78 Ntt (.59) C ( L unde: L tp este pasul dintre ţevi (figura.35); C este o constantă în funcţie de modul de aşezare al ţeviilor (C = 0,866 pentru aşezarea în triunghi şi C = pentru aşezarea în pătrate). Relaţia (.59) nu ţine seama de reducerea numărului de ţevi datorită protecţiei fasciculului de ţevi (fig..4). Pentru a se lua în consideraţie acest efect se introduce factorul de corecţie c : N tt N tt c (.60) Fig..4 Poziţionarea plăcii de protecţie a fasciculului de ţevi Pentru determinarea lui c se consideră placa de protecţie a fasciculului ca o tăietură a şicanei, definindu-se unghiul la centru care întinde această coardă (analog cu fig..39); * * D s B c ctl arccos (.6) Dctl 00 * Lns unde : B c 00. D s Factorul de corecţie se determină cu relaţia 3. : * * ctl sin ctl c. (.6) 360

63 Schimbătoare de căldură 63 Pentru determinarea numărului de ţevi în cazul mai multor treceri, se introduce o corecţie suplimentară n care ţine seama de numărul de ţevi ce se elimină în zona pereţilor despărţitori care asigură trecerile suplimentare. Pentru determinarea lui n se poate utiliza nomograma din figura.4. Fig..4 Factorul de corecţie n pentru mai multe treceri ale fluidului prin ţevi Numărul de rânduri de ţevi în curent încrucişat Pentru calculul coeficientului de convecţie şi a pierderilor de presiune este necesar să se determine numărul de ţevi care este efectiv străbătut de fluxul de fluid în curent încrucişat N c. Acesta este format din numărul de rânduri de ţevi între ferestrele şicanelor N tcc şi numărul de rânduri de ţevi străbătute transversal de fluid în zona ferestrelor şicanelor, Ntcw Nc Ntcc Ntcw. Pentru determinarea lui N tcc se poate utiliza relaţia: Ds Bc N tcc, (.63) Lpp 00 unde L pp este pasul longitudinal (fig..35). Pentru determinarea lui N tcw se ţine seama că fluidul curge transversal peste ţevi numai pe distanţa L wp (figura.43), care după datele Universităţii Delaware [.56] reprezintă 40% din spaţiul de sub şicană

64 64 Echipamente şi instalaţii termice Fig..43 Schema curgerii fluidului pe sub şicană Rezultă: şi Bc Ds Dctl L wp 0, 4 Ds [m] (.64) 00 0, 8 Bc Ds Dctl N tcw Ds (.65) L pp 00 c) Caracteristicile geometrice ale şicanelor segment Considerând diametrul şicanelor egal cu cel interior al mantalei D s, unghiurile la centru sub care se vede tăietura şicanei (figura.39) sunt: şi Bc ds arccos (.66) 00 D s Bc ctl arccos. (.67) Dctl 00 Suprafaţa ferestrei şicanei va fi: ds sin ds A wg Ds. [m ] (.68) Considerând că ţevile sunt distribuite uniform în zona mantalei, fracţia de ţevi în zona ferestrelor şi canalelor va fi:

65 Schimbătoare de căldură 65 ctl sin ds F w, (.69) 360 iar fracţia de ţevi străbătute în curent încrucişăt: F. (.70) c F w Suprafaţa din fereastra şicanei ocupată de ţevi este: A wt D Fw. [m ] (.7) 4 Suprafaţa din fereastra şicanei străbătută de fluid rezultă: A w A A. [m ] (.7) wg wt Diametrul hidraulic al şicanei se obţine utilizând formula clasică: D w 4Aw D F N D / 360. [m] (.73) e w t s ds Numărul de şicane în ipoteza distanţelor egale între şicane este: Lti N s. (.74) L bc d) Suprafeţele de curgere Suprafaţa între fasciculul de ţevi şi manta poate fi determinată cu relaţia: A ba bc s ctl L D D [m ] (.75) Suprafaţa între manta şi şicană, se determină ţinând seama de spaţiul dintre acestea L sb : A sb Lsb 360 ds Ds. [m ] (.76) 360 Suprafaţa dintre ţevi şi găurile din şicane este determinată de diferenţa între diamentrul găurilor din şicană şi diametrul exterior al ţevilor L tb : A tb De Ltb D e N tt Fw 4.[m ] (.77)

66 66 Echipamente şi instalaţii termice Recomandările TEMA [.79] pentru valoarea lui L tb, în funcţie de diametrul ţevilor D e şi de distanţa maximă între şicane L b max sunt prezentate în figura.44 Fig..44 Mărimea jocului între ţevi şi găurile din şicană Suprafaţa de curgere transversală peste ţevi, reprezintă suprafaţa minimă de curgere peste ţevi şi se calculează cu relaţia: D ctl A mb LbcLbb Ltp De, [m ] (.78) Ltp ef unde : L bc este distanţa între şicane,in m; L bb - distanţa între ultimile ţevi şi manta,în m; (L tp ) ef = L tp pentru aşezarea în triunghiuri sau pătrate şi cu 0,707 L tp pentru aşezarea în pătrate rotite; D ctl = diametrul ultimului rând de ţevi, in m..3.. PARTICULARITĂŢILE CURGERII FLUIDELOR ÎN MANTA ÎN PREZENŢA ŞICANELOR Curgerea fluidelor în spaţiul dintre manta şi fasciculul de ţevi în prezenţa şicanelor este un proces complex a cărui primă analiză detaliata a fost făcută de Tinker [.75] care propune o schemă de distribuţie a debitelor de fluid (fig.3.7). Tinker împarte debitul total de fluid în 5 debite diferite: Debitul A este cel al fluidului care curge prin spaţiile dintre ţevi şi găurile din şicane prin care trec acestea (fig..46); Debitul B este cel al fluidului care curge transversal peste ţevi; Debitul C curge prin spaţiul dintre manta si fasciculul de ţevi, ocolind practic zona ţevilor; Debitul E este al fluidului care trece prin spaţiul dintre şicane şi manta;

67 Schimbătoare de căldură 67 Fig..45. Distribuţia debitelor la curgerea în spaţiu dintre ţevi şi manta în prezenţa şicanelor Fig..46. Debitul de fluid prin spaţiul dintre ţevi şi găurile din şicane (debitul A) Debitul F este un debit ocolitor ca şi debitul C, el curgând prin canalele care se formează în fasciculul de ţevi în cazul mai multor treceri, datorită pereţilor despărţitori din capace, în zona cărora nu apar ţevi. Debitul total de fluid va fi: M tot M M M M M. (3.9) A B C E F Dintre cele 5 debite, active pentru transferul de căldură sunt numai debitul B şi parţial (circa un sfert) debitul A. Ţinând seama că debitul A apare de două ori:

68 68 Echipamente şi instalaţii termice M ef 0, 5M M. (3.30) A B Pentru micşorarea debitului de ocolire dintre fasciculul de ţevi şi manta (E), se pot monta benzi de ocolire care să devieze acest flux de fluid peste ţevi (fig..47). Numărul de perechi de benzi de ocolire este N ss. Fig..47 Benzi de ocolire pentru micşorarea debitului de ocolire Pentru determinarea celor 5 debite se poate porni de la schema rezistenţelor hidraulice prezentată în fig..48. Fig..48 Schema rezistenţelor hidraulice la curgerea prin manta

69 Schimbătoare de căldură 69 Relaţiile de calcul pentru debite sunt de forma: M i A i, pentru i = B, C, F (.8) k i şi M i A i z k i, pentru i = A, E, (.8) unde: pw z p i - rezistenţa hidraulică a tronsonului i, p w x - pierderea de presiune la curgerea peste şicană (prin fereastra şicanei); p x - pierderea de presiune la curgerea peste fasciculul de ţevi; A i - secţiunea de curgere i. Calculul se desfăşoară iterativ după cum urmează: - se aleg k i şi z; - se calculează secţiunile geometrice de curgere (vezi.3..3); - se determină M i din (.8), (.8); - se calculează rezistenţele hidraulice k i ; - se calculează pierderile de presiune; - se compară valorile obţinute cu cele alese iniţial şi se reia calculul dacă eroarea este mai mare de 0,5 %. Pentru aparate bine proiectate şi executate, statisticile au evidenţiat ponderile celor 5 debite prezentate în tabelul.9 [.76]. Tabelul..9 Ponderile fluxurilor de fluid prin manta. Debitul B C+F E A Regimul turbulent % 5 0 % 6-0 % 9-0% Regimul laminar 5 50 % 0 30 % 6 40 % 4 0 %

70 70 Echipamente şi instalaţii termice.3.3. CALCULUL COEFICIENTULUI DE CONVECŢIE ŞI A PIERDERILOR DE PRESIUNE ÎN MANTA Metodologia cea mai folosită de calcul a coeficientului de transfer de căldură prin convecţie şi a pierderilor de presiune la curgerea prin manta a fost eleborată de Bell în cadrul Universităţii Delaware [.4], [.5] şi perfecţionată de Taborek [.0]. Relaţia propusă pentru calculul coeficientului de transfer de căldură prin convecţie este: s i J c Jl Jb J s J r, (3.33) unde: i este coeficientul de convecţie ideal la curgerea peste un fascicul de ţevi; J c - factor de corecţie al ferestrei şicanei, care este funcţie de numărul de ţevi in zona fereastrei şicanei. Valoarea sa este pentru schimbătoarele care nu au ţevi în fereastra şicanei, creşte la,5 pentru şicanele cu tăieturi mici şi scade la 0,65 pentru şicanele cu decupări mari. Pentru calcule de proiectare curente, valoarea sa este în jur de J l - factor de corecţie pentru debitele A şi E. Valoarea sa se situează între 0,7 şi 0,8. J b - factor de corecţie pentru debitele de ocolire (C şi F). Pentru schimbătoarele cu plăci tubulare fixe J b 0,9, iar pentru cele cu cap mobil J b 0,7. J s - factor de corecţie pentru variaţia spaţiului dintre şicane la intrarea şi ieşirea din aparat. Uzual J s = 0,85. J r - Factor de corecţie pentru gradienţi negativi de temperatură la curgerea laminară (Re < 00). Efectul combinat al acestor corecţii este pentru schimbătoarele de căldură corect dimensionate şi executate în jur de 0,6, putând ajunge însă, în unele cazuri până la 0,4. Pentru calculul pierderilor de presiune s-au propus 3 factori de corecţie: R l - factor de crecţie pentru debitele A şi E. Valorile sale se situează între 0,4 şi 0,5; R b - factor de corecţie pentru debitele de ocolire (C şi F), cu valori între 0,5 şi 0,8; R s - factor de corecţie pentru variaţia spaţiului între şicane la intrare şi ieşire. Dacă se notează: p bi - pierderile ideale de presiune la curgerea peste un fascicul de ţevi; p wi - pierderile ideale de presiune la curgerea prin fereastra şicanei, se pot calcula:

71 Schimbătoare de căldură 7 pierderile de presiune la curgerea transversală în zona centrală dintre ferestrele şicanelor: unde: N s R Rb ; (.84) pc pbi pierderile de presiune la curgerea prin ferestrele şicanelor: p p N ; (.85) w wi s R pierderile de presiune în zona de intrare şi ieşire: Nc Ntcw pe pbi RsRb, (.86) N tcc N c N N ; tcw tcc pierderile totale de presiune: p p p p (.87) tot c w e Algoritul de determinare a coeficientului de convecţie şi a pierderilor de presiune în spaţiul dintre ţevi şi manta are următoarele etape principale:. Detreminarea vitezei masice a fluidului care curge prin manta: G m M m, kg/m s (.88) A mb unde: M m este debitul fluidului prin spaţiul dintre ţevi şi manta; A mb - secţiunea minimă de curgere peste ţevi (relaţia 3.8).. Calculul criteriului Reynolds: Re m GmDe, (.89) f unde: f este vâscozitatea dinamică la temperatura medie a fluidului, în Pa s. 3. Determinarea coeficientului de convecţie ideal la curgerea peste un fascicul de ţevi i se poate realiza cu relaţia:

72 7 Echipamente şi instalaţii termice / i jc pf Gm P 3 rf, (.90) t unde : j este criteriul lui Colburn; c pf, P rf - căldura specifică şi numărul Prandtl la temperatura medie a fluidului; t - factor de corecţie care ţine seama de variaţia proprietăţilor fizice ale fluidului în stratul limită: pentru lichide: 0, 4 0, 5 Prf sau t P rp f t ; p pentru gaze: - care se răcesc : t = ; 0 5 T 73, f - care se încălzesc : t Tp 73. Indicele "p" indică faptul ca mărimile respective se determină la temperatura peretelui. Aceasta se alege iniţial şi se verifică în finalul calculului termic al aparatului (.). Criteriul Colburn se poate calcula cu relaţia: unde: J a,33 a a Re f, (.9) L tp / D e a a3, (.9) a 04, ( R 4 e ) f Valorile a, a, a 3, a 4 se pot determina din tabelul.0.55 În figura.49 este prezentată o nomogramă pentru determinarea directă a lui J în funcţie de criteriul Re si pasul relativ dintre ţevi (L tp /D e ), pentru diferite tipuri de aşezări ale ţevilor.

73 Schimbătoare de căldură 73 Tabelul.0 Valorile coeficienţilor a, a, a 3, a 4, b, b, b 3, b 4 Fig..49 Variaţia criteriului Colburn şi a coeficientului de frecare în funcţie de criteriul Reynolds şi de pasul relativ (L tp /D e )

74 74 Echipamente şi instalaţii termice Coeficientul de convecţie i se poate calcula şi cu alte relaţii de calcul [.5], [.45]. 4. Determinarea factorului de corecţie al ferestrei şicanei J c se poate realiza cu relaţia (.93) sau utilizând nomograma din figura.50: J 0, 55 0, 7, (3.43) c F c unde : F c reprezintă fracţia de ţevi străbătută în curent încrucişat (relaţia.70). Fig..50 Factorul de corecţie al ferestrei şicanei J c 5. Determinarea factorilor de corecţie pentru debitele care curg pe lângă şicană J l şi R l se face utilizând nomogramele din fig. (.5) şi (.5), în funcţie de rapoartele de arii: şi r r lm s Asb Atb (.94) A sb mb Asb (.95) A A tb unde A sb, A tb şi A mb sunt ariile calculate cu relaţiile (.76), (.77), respectiv (.78).

75 Schimbătoare de căldură 75 Fig..5 Factorul de corecţie J l Fig..5 Factorul de corecţie R l

76 76 Echipamente şi instalaţii termice 6. Factorii de corecţie pentru debitele de ocolire J b şi R b se pot determina din graficele din fig în funcţie de rapoartele: Aba rb, (.96) A mb unde: A ba este suprafaţa între fasciculul de ţevi şi manta (relaţia.75); A mb - suprafaţa de transversală (relaţia.78); N ss N ss, (.97) N tcc unde: N ss este numărul de perechi de benzi de ocolire (fig..47); N tcc - numărul de rânduri de ţevi între ferestrele şicanei (relaţia.63). Fig..53 Factorul de corectie J b

77 Schimbătoare de căldură 77 Fig..54 Factorul de corecţie R b 7. Factorul de corecţie pentru distanţa inegală dintre şicane J s este funcţie de distanţa normală L bc dintre şicane, numărul de şicane N s şi cele două distanţă la intrarea L bi şi ieşirea L bo din aparat (fig..38). Dacă se notează L* i = L bi /L bc şi L* o = L bo /L bc, pentru curgerea turbulentă, factorul de corecţie J= se poate determina cu relaţia: J s ( N s ( N ) ( L*, *, i ) 0 4 ( L o ) 0 4 * * s ) L i L o. (.98) Factorul de corecţie pentru pierderile de presiune se poate calcula cu formula: R s L* i n L* c n, (.99) unde: n = 0, pentru curgerea turbulentă şi n = pentru curgerea laminară. 8. Factorul de corecţie pentru gradianţi negativi de temperatură la curgerea laminară J r, în funcţie de numărul de rânduri de ţevi Nc Ntcc Ntcw, are valorile:

78 78 Echipamente şi instalaţii termice J pentru R ef > 00; (.00) r J r 0, 8 0 pentru R ef 0. (.0) Nc Pentru valorile lui Re între 0 şi 00 se poate interpola linear. 9. Se calculeaza valoarea coeficientului de convecţie la curgerea prin spaţiul dintre ţevi şi manta, utilizând relaţia (.88). 0. Pierderile de presiune ideale la curgerea peste fasciculul de ţevi se determină cu relaţia: Gm pbi f Ntcc t. (.0) m Coeficientul de frecare f se poate calcula cu relaţia: f b b Re 33, b f Ltp / D, (.03) e unde: b b3 (.04) b 04, ( R 4 e ) f Valorile b, b, b 3, b 4 pot fi citite în tabelul.0, valoarea lui f putând fi determinată şi grafic din fig Pierderile ideale de presiune la curgerea fluidului printr-o fereastră a şicanei pot fi determinate cu relaţiile: pentru curgerea turbulentă (R ef > 00): p wi ( 0, 5N tcw w G ) f (.05) unde:

79 Schimbătoare de căldură 79 G w A M mb m A w. (.06) Suprafeţele A w şi A mb se determină cu relaţiile (.77) şi (.78), iar N tcw cu relaţia (.55). pentru curgerea laminară : p wi Gw 6 f f Ntcw Ltp D e L bc w D w G 0, 00 f, (.07) unde: D w este diametrul echivalent al ferestrei şicanei, determinat cu relaţia (.73).. Calculul pierderilor de presiune p c, p w şi p e se face cu relaţiile şi în final se poate determina pierderea totală de presiune p tot cu relaţia.87. În cazul utilizării în aparat a ţevilor cu aripioare joase, cu înălţimea de mm şi cu de aripioare pe metru, (fig..55) suprafaţa de transfer de căldură se extinde de circa - 3 ori faţă de cazul ţevilor lise. Fig..55 Ţeavă cu nervuri joase a) schema; b) corecţia J f

80 80 Echipamente şi instalaţii termice Pentru calculul coeficientului de convecţie şi pierderilor de presiune în manta se defineşte un diametru de calcul echivalent: D D L N L, [m] (.08) ec fr fh f fs unde: D fr este diametrul la baza nervurilor,in m; N f - numărul de nervuri pe un metru de ţeavă; L fs - grosimea nervurilor,in m; L fh - înălţimea nervurilor, in m. În calculele prezentate anterior se va utiliza în locul diametrului exterior al ţevilor D e diametrul de calcul echivalent D ec. Pentru determinarea criteriului Colburn, în cazul valorilor Re f 000 se va introduce o corecţie suplimentară, datorată creierii unei pelicule de fluid pe suprafaţa nervurată, care micşorează eficacitatea acestora: j J (.09) f j lise Valoarea corecţiei J f în funcţie de numărul Reynolds este prezentată în fig..56. Pentru calculul pierderilor de presiune se va majora cu 40% coeficientul de frecare obţinut cu formulele sau nomogramele pentru ţevi lise: f, 4. (.0) f lise

81 Schimbătoare de căldură 8.4. CONDENSATOARELE DE VAPORI În această categorie se includ schimbătoarele de căldură cu ţevi şi manta destinate condensării vaporilor în procese din insustria chimică, pentru centralele termoelectrice şi pentru instalaţiile frigorifice..4.. CONDENSATOARELE PENTRU INDUSTRIA CHIMICĂ Alegerea tipului constructiv de aparat trebuie să ţină seama dacă condensarea este totală sau parţială, dacă vaporii care condensează sunt un singur componenet sau pluricomponent, dacă vaporii conţin sau nu şi gaze necondensabile, dacă există subrăcirea condensatului, dacă sunt acceptate pierderi de presiune importante sau acestea trebuie să fie mici. În tabelul. sunt prezentate principalele tipuri de condensatoare şi modul cum performanţele lor răspund diferitelor criterii de alegere.[.77] La alegerea tipului constructiv de aparat se mai ţine seama şi de alte criterii, cum ar fi: depunerile, presiunea, coroziunea, temperatura, etc. Influenţa acestor criterii este asemănătoare cu cea prezentată anterior la schimbătoarele cu ţevi şi manta. Condensatoarele cu ţevi verticale în interiorul cărora condensează vaporii se pot realiza în două variante: cu circulaţie descendentă a vaporilor (figura.56a) şi cu circulaţie ascendentă a vaporilor şi descendentă a condensatului (figura.56b). Prima variantă are avantajul unui contact permanent a peliculei de condensat atât cu peretele rece, cât şi cu vaporii, realizându-se şi o subrăcire controlabilă a acesteia. Varianta cu circulaţia ascendentă a vaporilor se utilizează în cazul în care se doreşte evitarea subrăcirii condensatului sau atunci când condensează un amestec de vapori şi trebuie raportată faza cu o temperatură de condensare mai coborâtă. Dezavantajul principal al acestui tip de circulaţie este legat de posibilitatea de umplere cu condensat a ţevii, atunci când greutatea acestuia depăşeşte forţa de împingere a vaporilor. În aceste momente ţevile se golesc brusc în capacul inferior, apărând o funcţionare pulsatorie. Un dezavantaj comun ambelor variante este acela că apa de răcire, care are în general un grad ridicat de murdărire, circulă în spaţiul dintre ţevi şi manta care este mai dificil de curăţat. Condensatoarele cu film descendent de condensat pe exteriorul ţevilor (figura.56c) sunt utilizate în special în cazul vaporizatoarelor şi preîncălzitoarelor. Ele au avantajul unor coeficienţi globali de transfer de căldură ridicaţi şi a unor pierderi de presiuni coborâte, atât pe partea de apă cât şi pe cea de vapori. O problemă a acestor aparate este distribuţia uniforma a apei de răcire în ţevi, putându-se prevedea în unele cazuri dispozitive speciale de distribuţie a apei prin ţevi.

82 8 Echipamente şi instalaţii termice Fig..56. Condensatoare cu ţevi verticale a) cu circulaţie descendentă a vaporilor ; b) cu circulaţie ascendentă a vaporilor şi descendentă a condensatului ; c) cu film descendent de condensat pe exteriorul ţevilor

83 Schimbătoare de căldură 83 Tabelul.. Principalele tipuri de condensatoare Condensare totală - monocomponent - multicomponent - cu subrăcire Orizonta l Vaporii în ţevi cu circulaţie ascendentă Cu ţevi şi manta Vaporii în manta Vertical Orizontal Vertical cu circulaţie descendentă cu circulaţie încrucişată cu şicane cu circulaţie ascendentă cu circulaţie descendentă cu pierderi de presiune - ridicate - coborâte B M S B S M M X X B B B B B M B bună; M medii; S slabe; X - neaplicabil B B S B B B B S B M G M X X M B B M B B Cu contact direct G S X X B

84 84 Echipamente şi instalaţii termice Condensare parţială - monocomponent - multicomponent - cu gaze necondensabile - cu pierderi de presiune - ridicate - coborâte B S B B S X X X S M B B B B B S M B B B S S B B S P X X X M M S M B B X M M X B B bună; M medii; S slabe; X - neaplicabil

85 Schimbătoare de căldură 85 Condensatoarele cu ţevi orizontale (figura.57) se realizează cu curgerea apei de răcire prin ţevi şi condensarea peste fasciculul de ţevi. Această soluţie permite realizarea unui număr mare de treceri prin ţevi a apei, realizându-se o viteză acceptabilă a acesteia atât pentru creşterea coeficientului de convecţie, cât şi pentru reducerea depunerilor. Dezavantajul principal constă în tendinţa condensatului şi vaporilor să se stratifice, ceea ce creează probleme la condensarea amestecurilor. Subrăcirea este redusă, valoarea sa neputând fi precis stabilită. Costul ridicat al mantalei şi posibilitatea apariţiei vibraţiilor ţevilor constituie alte dezavantaje. Fig..57. Condensator cu ţevi orizontale Aparatele de acest tip se utilizează în general pentru condensarea vaporilor formaţi dintr-un singur componenet sau pentru condensarea parţială a vaporilor ce conţin şi gaze necondensabile. Calculul acestor aparate se poate schematiza în următoarele etape:. Alegerea tipului constructiv de aparat.. Determinarea sarcinii termice Q [W]. 3. Alegerea temperaturilor agentului de răcire, determinarea debitului acestuia şi a diferenţei medii de temperatură în aparat. 4. Estimarea unui coeficient global de schimb de căldură, utilizând datele din tabelul., sau experienţa propie de proiectare. 5. Calcularea suprafeţei de schimb de căldură. 6. Alegerea diametrului ţevilor, pasului dintre ţevi, lungimii ţevilor şi determinarea numărului de ţevi, numărului de treceri, diametrului mantalei şi a sistemului de şicane.

86 86 Echipamente şi instalaţii termice 7. Recalcularea coeficientului global de schimb de căldură utilizând corelaţiile pentru transferul de căldură convectiv. Calculul este iterativ până se alege o soluţie constructivă la care valoarea coeficientului global de schimb de căldură calculată este apropiată cu cea aleasă anterior. Tabelul. Valori estimative ale coeficientului global de schimb de căldură Vapori Agent de răcire Coeficient global de schimb de căldură [W/(m K)] Alcool Apă Dowtherm Ulei Dowtherm Dowtherm Hidrocarburi cu temperatură de Apă vaporizare ridicată Hidrocarburi cu temperatură de Apă vaporizare coborâtă Hidrocarburi Ulei Solvenţi organici Apă Kerosen Apă Nafta Apă Nafta Ulei 0 70 Abur Apă Ulei vegetal Apă 0 80 Vapori de agenţi organici azeotropi Apă PREÎNCĂLZITOARE REGENERATIVE Preîncălzitoarele regenerative din centralele termoelectrice pot fi realizate, în funcţie de poziţia lor în ciclul regenerativ: fără desupraîncălzire şi subrăcire (figura.58a), cu desupraîncălzire (figura.58b), cu subrăcire (figura.58c) sau cu desupraîncălzire şi subrăcire (figura.58d). Aceste aparate se realizează orizontale sau verticale, apa circulând prin interiorul ţevilor. Pentru controlul nivelului de condensat se recomandă [.59] ca suprafaţă liberă a acestuia să fie de cel puţin 0,04 m pentru 000 kg/h de condensat pentru preîncălzitoarele orizontale şi de minimum 0,0043 m pentru 000 kg/h de condensat în cazul preîncălzitoarelor verticale. Pentru calculul acestor aparate, ele trebuie împărţite în zone cu o variaţie monotonă a temperaturii celor doi agenţi termici, astfel că în cazul cel mai general (figura.58d) se vor calula separat zonele de supraîncălzire, condensare şi subrăcire.

87 Schimbătoare de căldură 87 Pere\i desp`r\itori ]i tiran\i Intrare abur }ican` de protec\ie Ie]ire ap` Tevi [n U Suport \evi Suport pre[nc`lzitor Nivel ap` Ie]ire condensat Intrare ap` Capac (a) Intrare condensat Sican` de protec\ie evi [n U Zona Supor\i desupra[nc`lzire Sicane desupra[nc`lzitor Intrare abur Ie]ire ap` Suport pre[nc`lzitor Pere\i desp`r\itori ]i tiran\i Ie]ire conden sat Nivel Intrare ap` Cap ac (b) Fig..58. Tipuri de preîncălzitoare regenerative a) fără desupraîncălzire şi subrăcire ;b) cu desupraîncălzire ; c) cu subrăcire ; d) cu desupraîncălzire şi subrăcire

88 88 Echipamente şi instalaţii termice Pere\i desp`r\itori ]i tiran\i Intrare abur }ican` de protec\ie Suport \evi Ie]ire ap` evi [n U Suport pre[nc`lzitor Nivel ap` Ie]ire condensat [nainte de subr`cire (op\ional) Zona de subr`cire Ie]ire condensat Capac Intrare ap` (c) Sican` de protec\ie evi [n U Intrare condensat Supor\i \evi Zona desupra[nc`lzire Intrare abur Sicane desupra[nc`lzitor Ie]ire ap` Nivel ap` Suport pre[nc`lzitor Pere\i desp`r\itori ]i tiran\i Zona de subr`cire Ie]ire condensat Capac Sicane subr`citor Intrare ap` (d) Fig..58. Tipuri de preîncălzitoare regenerative (continuare) a) fără desupraîncălzire şi subrăcire ;b) cu desupraîncălzire ; c) cu subrăcire ; d) cu desupraîncălzire şi subrăcire

89 Schimbătoare de căldură CONDENSATOARELE DE ABUR PENTRU CENTRALELE TERMOELECTRICE ROLUL INSTALAŢIEI DE CONDENSARE Rolul instalaţiei de condensare în centralele nucleare (CNE) şi termoelectrice (CTE) constă în următoarele [.43]: condensează aburul rezultat la ieşirea din turbină, sub un vid cât mai avansat; constituie o rezervă de condensat în circuitul regenerativ, prin cantitatea de apă acumulată în rezervorul de condensat al condensatorului; la pornirea instalaţiei condensează aburul care ocoleşte turbina până la atingerea parametrilor admişi pentru introducerea acestuia în turbină; aeriseşte o parte sau întreaga instalaţie de preîncălzire regenerativă. În condensator, care este un schimbător de căldură tubular, pe partea de abur are loc o condensare peliculară sub vid, agentul de răcire fiind în marea majoritate a cazurilor apa care circulă prin interiorul fasciculului tubular al aparatului. În funcţie de modul de dimensionare al ciclului termic în condensator trebuie să se condenseze în condiţii nominale de funcţionare 60 75% din debitul de abur viu produs de generatorul de abur. În cazul în care cantitatea de abur evacuată din turbină în condensator creşte peste limitele indicate mai sus, uzuale în cazul majorităţii CNE şi CTE, randamentul ciclului termic folosit este mai scăzut decât în mod normal, datorită limitării ciclului regenerativ, ceea ce măreşte consumul specific de abur al grupului. În ceea ce priveşte debitul de abur provenit din instalaţia de pornire, la CNE condensatorul trebuie să fie dimensionat în aşa fel încât să preia, pe durata operaţiei de pornire un debit de abur egal cu 30 00% din debitul nominal al generatorului de abur. În cazul preluării temporare a întregului debit de abur al generatorului dimensionarea condensatorului în regim nominal trebuie să fie urmată de un studiu al comportării acestuia la sarcini parţiale CONDIŢII TEHNICE PENTRU INSTALAŢIA DE CONDENSARE Printre condiţiile tehnice minimale ale unei astfel de instalaţii se pot menţiona următoarele [.43]: menţinerea unui grad corespunzător de puritate a aburului care se condensează;

90 90 Echipamente şi instalaţii termice separarea completă şi eficace a părţii de abur de partea de apă răcire, în special în cazul CNE la care apar şi probleme de poluare radioactivă a mediului înconjurător; etanşarea construcţiei condensatorului pe partea de abur pentru menţinerea corespunzătoare a vidului; trebuie evitată scăderea importantă a temperaturii condensatului sub temperatura de saturaţie, pentru micşorarea pierderilor suplimentare de căldură; valoarea recomandată a subrăcirii este 4 5 C, utilizându-se pentru aceasta cca 0% din suprafaţa de răcire a condensatorului; condensatul trebuie să conţină cât mai puţin oxigen pentru a reduce sarcina degazorului şi coroziunea preîncălzitoarelor de joasă presiune; răcirea amestecului aer-abur trebuie făcută intens în zona de extragere a aerului din condensator în scopul obţinerii unui cost minim al operaţiei de degazare la rece; cu cât răcirea aburului din amestecul aerabur este mai avansată, cu atât debitul de abur antrenat de ejectoare în afara condensatorului este mai mic, deci consumul de energie al ejectoarelor este mai redus ELEMENTE CONSTRUCTIVE DE BAZĂ ALE CONDENSATOARELOR DE SUPRAFAŢĂ RĂCITE CU APĂ Condensatoarele de suprafaţă răcite cu apă sunt alcătuite dintr-o manta din tablă, închisă la capete prin plăci tubulare între care sunt fixate ţevile condensatorului (figura 4.4). Mantaua se prinde de difuzorul turbinei printr-un racord special profilat. Secţiunea mantalei este circulară sau ovală la condensatoarele mici şi dreptunghiulară la cele mari. Fig..59. Părţile constitutive ale unui condensator de suprafaţă: a mantaua condensatorului; b placa tubulară; c racordul de intrare a aburului (domul de abur); d ţevi de răcire; e capacul de distribuţ; f ştuţuri de intrare a apei de răcire; g ştuţul de ieşire a apei de răcire; h placă de susţinere a ţevilor; i gură de vizitare; k capacul condensatorului; l ştuţul de ieşire a condensatului; m ştuţul de ieşire a aerului; n colector de condesat; o perete de separare.

91 Schimbătoare de căldură 9 Pe plăcile tubulare se asamblează la ambele extremităţi camere de apă cu capace demontabile, care servesc la legarea racordurilor apei de răcire şi la dirijarea apei în ţevi. Dacă racordurile apei de răcire se găsesc pe aceeaşi parte, este necesar ca placa opusă să fie închisă numai printr-un capac prevăzut cu camere de dirijare. Mantaua, plăcile tubulare şi camera de apă se asamblează prin buloane. Capacul demontabil cu guri de vizitare uşurează controlul ţevilor şi camerelor cu apă şi permite efectuarea unor lucrări mai mici de întreţinere. Partea inferioară a condensatorului este rezervorul de colectare a condesatului. Spaţiul dintre ţevi al condensatorului este umplut cu abur de la turbină, în timp ce apa circulă prin ţevi şi traversează condensatorul o dată sau de mai multe ori în funcţie de sistemul constructiv. Elementele principale care deosebesc diferitele tipuri de condensatoare sunt date de dispoziţia ţevilor în interiorul condensatorului, forma mantalei şi de detaliile constructive legate de fixarea ţevilor în placa tubulară, spijinirea condensatorului şi racordul dintre acesta şi turbină. Dispoziţia ţevilor în condensator se realizează astfel încât aburul evacuat din turbină să intre în contact direct cu cât mai multe rânduri de ţevi, iar rezistenţa la curgere pe partea de abur să fie cât mai mică posibil, condensatul rezultat urmand să se scurgă peste cât mai puţine ţevi (figura.60). Fig..60. Exemplu de dispunere a ţevilor în condensator Condensatorul de abur pentru turbine se dimensionează, de obicei, pentru debitul de abur nominal al turbinei. În ipoteza unor pierderi nule de căldură spre

92 9 Echipamente şi instalaţii termice mediul ambiant, calculul termic al condensatorului se face pe baza următoarei ecuaţii de bilanţ termic:... h h M a c t t kw Q M v, (.) v c p unde: M este debitul masic de vapori, în kg/s; h v entalpia vaporilor, în kj/kg; v h c entalpia condensatului, în kj/kg; t temperatura de intrare a agentului de răcire în condensator, în C; t temperatura de ieşire a agentului de răcire în. condensator, în C; M debitul masic al agentului de răcire, în kg/s; c p căldura specifică a agentului de răcire, în kj/kg C. a La condensatoarele cu o funcţionare corespunzătoare se poate admite că nu apare subrăcirea condensatului, deci i c corespunde exact condiţiilor de saturaţie. Dacă se consideră şi subrăcirea valoarea acesteia nu trebuie să depăşească 4-5 C. Diferenţa optima între temperatura de saturaţie a aburului şi temperatura de ieşire a apei de răcire din condensator ( T ) se stabileşte în urma unui calcul tehnico-economic care ia în considerare că prin marirea lui lui T : creşte diferenţa medie de temperatură în aparat şi ca urmare, se reduce suprafaţa de schimb de caldură şi investiţia în condensator ; cresc temperatura şi presiunea de condensare, reducându-se destinderea aburului în turbină şi în consecinţă producţia de energie a turbinei. Din aceste considerente T se alege ca atât mai mică cu cât numărul de ore de utilizare a condensatorului turbinei este mai mare, cu cât combustibilul folosit de centrală este mai scump şi cu cât investiţia specifică ( lei/m ) In condensator este mai mică. În general această diferenţă se alege între,5 3,5 C [.59]. Transferul de căldură în condensator este dependent de viteza apei de răcire. Cu cât viteza acesteia este mai mare, ca atât coeficientul global de transfer de căldură creşte şi suprafaţa de răcire este mai mică, reducându-se costul aparatului. Dacă viteza apei de răcire se măreşte, cresc însă rezistenţele hidraulice pe traseul apei şi deci energia şi cheltuielile de pompare. Pentru alegerea vitezei optime economic trebuie să se ţină seama de natura combustibilului, numărul de ore de funcţionare, randamentul pompelor şi de investiţia specifică în aparat. În practica europeană condensatoarele se dimensionează pentru viteze între,5 şi m/s [.59]. Un element important al calculului condensatorului este dat de multiplul de răcire m, ce reprezintă cantitatea de apă exprimată în kg. utilizată pentru condensarea unui kg. de vapori. Dacă multiplul de apă de răcire creşte într-un condensator, intervalul de încălzire a apei scade, fiind posibilă o îmbunătăţire ă vidului sau o reducere a necesarului de suprafaţă de răcire, dacă vidul se păstrează constant. Multiplul de răcire se alege cu atât mai mare cu cât: combustibilul este

93 Schimbătoare de căldură 93 mai scump, numărul de ore de funcţionare este mai mare, durata de amortizare a investiţiilor este mai mare şi investiţiile specifice sunt mai mici. Pentru condiţiile europene sunt valabile, în general, următoarele valori pentru multiplul de apă de răcire [. ] : m = pentru răcire în circuit deschis (înălţimi de pompare mici) şi m = pentru răcire în circuit închis (înălţimi de pompare mari) CONDENSATOARELE PENTRU INSTALAŢIILE FRIGORIFICE Condensatoarele pentru instalaţiile frigorifice sunt schimbătoare de căldură ce permit cedarea unui mediu de răcire a cantităţii de căldură absorbite într-un ciclu frigorific. Acestea sunt aparate de transfer de căldură prin suprafaţă răcite cu apă, cu aer sau mixt (apă de răcire şi aer). În general în condensatorul frigorific au loc următoarele procese: răcirea până la saturaţie a vaporilor supraîncălziţi de agent frigorific (desupraîncălzirea), condensarea propriu-zisă, iar în final, eventual, subrăcirea condensatului. Pentru ca transferul de căldură să fie posibil trebuie ca temperatura de saturaţie corespunzătoare presiunii din aparat să fie mai mare decit temperatura agentului de răcire (apă de răcire sau aer). Alegerea tipului de condensator frigorific se face în principal funcţie de următoarele elemente: caracteristicile tehnice ale aparatului (coeficientul global de transfer de căldură, pierderile de presiune, compactitate, etc); schema şi tipul ciclului în care urmează a fi utilizat; presiunea şi temperatura celor doi agenţi la intrare şi/sau ieşire; tipul fluidelor utilizate; caracteristicile termomecanice (rezistenţa la vibraţii, la coroziune, etanşeitate, posibilităţile de curăţare, etc); puterea şi performanţele termice, corelate cu preţul. Alegerea tipului de condensator este legată şi de dimensiunea instalaţiei frigorifice [4.5]. Astfel, aparatele multitubulare sunt practicate numai de la puteri peste 0 kw, iar cele atmosferice sau cu evaporare forţată la puteri de peste 0 kw şi numai la instalaţii cu amoniac. La puteri mici, sub circa 4,5 kw, cum ar fi instalaţiile comerciale (magazine, restaurante) şi cele de climatizare, este aproape întotdeauna folosită răcirea condensatoarelor cu aer. Funcţie de tipul agentului de răcire, principalele tipuri constructive de condensatoare frigorifice sunt prezentate în tabelul.3.6.

94 94 Tabelul.3. Principalele tipuri constructive de condensatoare frigorifice Agentul de răcire Tipul constructiv Observaţii privind exploatarea Valori orientative, uzuale pentru aparate cu ţevi lise pentru amoniac Coeficientul Consumul de apă global de schimb m 3 /GW de căldură W/(m K) Apă Serpentină imersată în apă Tevi duble, în contacurent (baterii) Fascicul de ţevi în contracurent (baterie) Cu fascicul de ţevi multitubular orizontal Cu fascicul de ţevi multitubular vertical (construcţie turn ) Cu plăci sudate Construcţii vechi, în prezent abandonate Dezavantaje: consum mare de apă, au volum mare, curăţire dificilă Avantaje: transfer de căldură bun, volum redus, curăţire simplă, coroziune redusă (aparat închis ) Dezavantaje: cunsum mare de apă Avantaje: condiţii foarte bune pentru transferul de căldură, spaţiu redus, coroziune redusă Dezavantaje: consum de apă apreciabil Avantaje: întreţinere simplă, condiţii bune pentru transferul de căldură, spaţiu redus Avantaje: compactitate Dezavantaje: curăţire mai dificilă <

95 95 Aer Avantaje: întreţinere simplă Atmosferic uscat, cu curgere Dezavantaje: spaţiu mare ; dependenţa procesului liberă a aerului de condiţiile atmosferice 5 35 Aer şi apă Atmosferic uscat, cu curgere forţată a aerului Atmosferic umed (prin stropire cu curgere liberă a aerului) Umed, cu evaporare forţătă a apei de răcire Avantaje: compactitate Dezavantaje: curăţire mai dificilă Avantaje: consum de apă relativ redus Dezavantaje: spaţiu mare, dependenţa procesului de condiţiile atmosferice. Se ameliorează în parte prin construcţia cu ţevi nervurate Avantaje: consum minim de apă de răcire Dezavantaje: consum sporit de energie electrică. Se poate folosi şi în acest caz construcţia cu ţevi nervurate

96 96.5. BATERII CU ARIPIOARE Intr-un schimbător de căldură, în absenţa depunerilor, apar trei rezistenţe termice care determină coeficientul global de schimb de căldură : rezistenta termică a fluidului primar, determinată de coeficientul de convecţie de la acest fluid la suprafaţa de schimb de căldură, rezistenţa termică a fluidului secundar, determinată de coeficientul de convecţie de la suprafaţa de schimb de căldură acest fluid şi rezistenţa termică a peretelui, în cele mai multe cazuri ponderea acesteia din urmă fiind neglijabilă. In cazurile când unul dintre agenţii termici este un lichid care se încălzeşte sau se răceşte monofazic sau cu schimbare de fază, iar celalalt agent termic este un gaz, diferenţa între coeficienţii convectivi de transfer de căldură este de unul sau mai multe ordine de mărime, coeficientul global de transfer de căldură fiind determinat practic numai de cel mai mic coeficient de convecţie, cel pe partea gazului. Pentru ameliorarea coeficientului global de transfer de căldură se va acţiona fie asupra coeficientului de convecţie prin mărirea turbulenţei şi perturbarea stratului limită ( vezi paragraful.), fie asupra suprafeţei de schimb de căldură prin extinderea acesteia pe partea fluidului cu cel mai mic coeficient de convecţie (gazului). Această extindere se realizează cu ajutorul aripioarelor. Bateriile cu aripioare sunt schimbătoare de căldură compacte destinate în special încălzirii sau răcirii aerului ele fiind larg utilizate în instalaţiile frigorifice sau de climatizare, dar şi ca recuperatoare de căldură sau radiatoare pentru automobile..5.. CARACTERISTICI CONSTRUCTIVE Pentru caracterizarea suprafeţelor extinse se pot lua în considerare mai multe criterii [.69]. Forma ţevii de bază (figura.6) Ţeava de bază poate avea secţiunea: rotundă, eliptică, plată sau în formă de picatură. d) c) b) a) Fig..6 Tipuri de secţiuni pentru ţevile de bază a)rotunde; b) eliptice; c) plate; d) tip picătură. Cea mai răspândită formă este cea rotundă, aceasta având cel mai redus cost. Celelalte tipuri de tuburi asigură o compactitate sporită şi pierderi mai mici de presiune la curgerea gazului. Ele sunt însă mai scumpe, iar fixarea nervurilor pe ele este mai dificilă.

97 97 Tipul aripioarei Aripioarele se împart în două mari categorii: aripioare individuale care înfăşoară o singură ţeavă şi aripioare continue, atunci când ele sunt comune pentru mai multe ţevi. a) b) c) d) e) f) g) Fig. 6 Tipuri constructive de aripioare individuale a) aripioare elicoidale continue; b) aripioare perforate; c) aripioare decupate; d) aripioare inelare; e) aripioare aciculare; f) aripioare resort; g) aripioare longitudinale Aripioarele individuale cele mai răspândite sunt cele elicoidale realizate dintr-o banda metalică rulată pe ţeava de bază sau prin extrudere din ţeava de bază sau din altă ţeava dintr-un material mai maleabil ( aluminiu, cupru, alamă), care înveleşte ţeava de bază. Banda din care sunt realizate poate fi continuă ( figura.6 a), perforată ( figura.6 b), sau decupată ( figura.6 c). Aripioarele inelare ( figura.6 d) sunt formate din discuri, circulare sau de altă formă separate între ele prin inele distanţoare sau decupări din aripioară. Aripioarele aciculare ( figura.6 e) sunt realizate din sudare sau turnare având forma trapezoidala şi o secţiune în formă de picătură. Ele se utilizează pentru ţevi de

98 98 Echipamente şi instalaţii termice dimensiuni mari,care lucrează la temperaturi ridicate, cum este cazul recuperatoarelor de căldură ( vezi capitolul.9). Aripiorele din fir resort ( figura.6 f) sunt realizate prin rularea şi sudarea în puncte, în elice, pe o teavă de bază a unui resort. Aripioarele longitudinale ( figura.6 g) sunt utilizate în cazul curgerii în lungul axei ţevilor. Ele sunt realizate prin extrudare din materialul ţevii sau prin sudare unor benzi în lungul ţevilor de bază. Aripioarele continue sunt comune mai multor ţevi, fiind utilizate în marea majoritate a bateriilor cu aripioare. Constructiv se disting trei geometrii principale pentru aceste aripioare: - aripioarele lise ( figura.63 a) constituie cea mai răspândită geometrie. Pasul dintre placi este în general in limitele,5-6 mm, putănd ajunge la 0 mm în cazul gazelor cu depuneri sau la care poate apare fenomenul de givraj; - aripioarele ondulate ( figura.63 b ) sunt realizate prin ambutisare, realizând o mărire a turbulenţei la perete care permite o mărire a coeficientului de convecţie cu circa 0% faţă de aripioarele lise; -aripioarele perforate (figura.63 c ) reprezintă geometria cea mai evoluată din punct de vedere al performanţelor de transfer termic, în ultimii ani apărând numeroase tipuri constructive de astfel de aripioare. Ele sunt însă mai sensibile la depuneri şi la jivraj. Legătura intre ţeava de bază şi aripioare Legătura între ţeavă şi aripioare poate reprezenta în unele cazuri o rezistenţă termică de contact importantă care înrăutăţeşte coeficientul global de schimb de căldură. Cele mai ineficiente din acest punct de vedere sunt aripioarele in I ( figura.64 a ), la care contactul între ţeavă şi aripioară se realizează numai prin tensiunea mecanică a înfăşurării (aripioarele elicoidale) sau prin expansiunea (umflarea) mecanică sau hidraulică a ţevii ( aripioarele inelare sau continue). Acest tip de prindere care este cel mai ieftin nu se recomandă în cazul temperaturilor de lucru care depăşesc 00C. In cazul unor temperaturi de lucru mai ridicate se recomandă nervurile îngropate ( figura.64 b), care sunt inserate in canale în ţeava de bază sau într-o ţeavă din alt material trasă peste aceasta. Prinderea se realizează prin presarea marginilor canalelor din ţeavă pe baza aripioarelor. Un tip de prindere care asigură şi o protecţie a ţevii de baza se realizează în cazul aripioarelor in L ( figura.64 c). Piciorul în formă de L al aripioarelor acoperă în întregime suprafaţa ţevii, reglând şi pasul dintre aripioare. Prinderea aripioarelor pe ţevi se face fie prin expansiunea mecanică sau hidraulică a ţevii, fie prin sertizare in canale practicate în peretele ţevilor (figura.64 d). Pentru eliminarea completă a rezistenţelor termice de contact între ţeavă şi aripioare acestea pot fi utilizate aripioarele integrale ( figura.64 e) obţinute prin extruderea ţevii de bază sau a altei ţevi din cupru sau aluminiu cu grosimea suficientă, trasă la rece peste ţeava de bază.

99 99 a) b) c) Fig..63. Tipuri constructive de aripioare continue a) aripioare lise; b) aripioare ondulate; c)aripioare perforate

100 00 Echipamente şi instalaţii termice a) b) c) d) Fig..64. Tipuri de legături între ţeava de bază şi aripioare a) aripioare în I; b) aripioare îngropate; c) aripioare în L; d) aripioare în L sertizate; e) aripioare integrale e) Bateriile cu aripioare sunt constituite dintr-un fascicul de ţevi din cupru sau, mai rar, oţel inoxidabil, legate intre ele prin coturi şi grupate în rânduri, la exterior ţevile fiind prevăzute cu aripioare, de cele mai multe ori continue, din aluminiu sau cupru. (Figura.65). Prin interiorul ţevilor circula apa, un purtător de frig sau un fluid frigorific, iar peste aripioare un gaz, deobicei aer. Numărul de rânduri de ţevi poate varia de la unul singur, în cazul unora dintre bateriile de climatizare până la câteva zeci. In ultimii ani aripioarele au evoluat de la forma plană la cea ondulată şi ulterior perforată, obţinânu-se prin aceasta, măriri ale coeficientului de convecţie de până la 90%. Pentru intensificarea transferului de căldură şi prin ţevi, acestea pot fi prevăzute cu caneluri interioare.

101 0 Fig. 65 Schema unei baterii cu aripioare drepte.5.. PARTICULARITATI ALE CALCULULUI TERMIC AL BATERIILOR CU ARIPIOARE In bateriile cu aripioare curgerea fluidelor este în curent încrucişat. In cazul aparatelor cu un număr mic de rânduri, pentru calculul diferenţei medii de temperatură este necesară introducerea unei corecţii suplimentare care să ţină seama de circulaţia fluidului care circula prin ţevi pe mai multe drumuri. Pentru calculul termic se poate utiliza metoda NTC, principala problemă fiind determinarea coeficientului de convecţie pe partea aripioarelor. Diversitatea mare constructivă a acestora, precum şi luarea în considerare a unei eventuale condensări a umidităţii din aer în cazul răcirii acestuia, face dificilă determinarea unor relaţii valabile pentru un mare număr de soluţii constructive. In cazul bateriilor cu aripioare continui drepte, cu mai mult de trei rânduri de ţevi, pentru calculul coeficientului de convecţie pe partea cu aripioare se pot utiliza relaţiile propuse de TURAGA [.66 ]: în cazul aripioarelor uscate: 0.4 S 0.8 j Re D, (. ) h S

102 0 Echipamente şi instalaţii termice 0.8 S f Re D h 0.7 (.3) S în cazul aripioarelor umede: s 0.9 j w 0.005j Re D, (.4) h e s 0.4 f w 0.38f Re D, (.5) h e unde: j, j sunt factorii lui Colburn pentru aripioarele uscate, respectiv umede w j ; St - criteriul lui Stanton Nu / Re Pr StPr 3 canalului D h 4A L / S de bază ( figura.8 ); m m St ; Dh - diametrul hidraulic al ; S, S - suprafaţa de schimb de căldură totală, respectiv a ţevii A - secţiunea minimă de curgere prin baterie; L- adâncimea bateriei (în sensul de curgere); s - pasul între două aripioare vecine; e - grosimea aripioarelor; Re - criteriul Reynolds calculat cu diametrul hidraulic şi viteza în secţiunea D h minimă de curgere; f, f w - coeficienţii de frecare pentru aripioarele uscate, respectiv umede. Pentru aripioarele ondulate cu geometria prezentată in figura.66 pentru calculul coeficientului de convecţie se poate utiliza relaţia propusă de WEBB [.70]: Gz < 5: Nu 0.5Gz A B C D ; (.6) Gz > 5: Nu 0.83Gz A B C D, (.7)

103 03 Fig..66 Geometria aripioarelor ondulate unde: Gz Re PrD / h L este criteriul lui Graetz; ţevi. A= P t /D c - raportul între pasul transversal al ţevilor şi diametrul exterior al gulerului din jurul ţevilor; B= s /D c - raportul între pasul între doua aripioare alăturate şi diametru exterior al gulerului din jurul ţevilor; C= s d /P l - raportul între înălţimea ondulărilor şi pasul longitudinal dintre ţevi; D=s p /P l - raportul între pasul ondulării şi pasul longitudinal dintre Relaţiile evidenţiază o creştere a coeficientului de convecţie o dată cu creşterea pasului între aripioare, scăderea pasului de ondulare. In cazul aripioarelor perforate cu geometria prezentată în figura.67, NAKAYAMA [.50] propune pentru calculul factorului lui Colburn relaţia pentru aripioarele drepte, corijată cu un factor de multiplicare F j, calculat cu relaţia:

104 04 Echipamente şi instalaţii termice Fj f unde: f.093 a Fig..67 Geometria aripioarelor perforate s Re 0.58 f.097 a.09.6 s Re 0.88, (.8) ns lsss s, (.9) S S 3.4d / 4 a t l p este raportul între grosimea aripioarei şi pasul între aripioare, celelalte mărimi fiind dimensiuni geometrice prezentate în figura.67. Pentru calculul coeficientului de frecare NAKAYAMA propune utilizarea relatiilor pentru aripioarele drepte corectate cu factorul de creştere: F 0.005Re. (.0) f

105 05.6. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU PLĂCI.6.. TIPURI CONSTRUCTIVE DE SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU PLĂCI Conceptul de schimbător de căldură cu plăci datează de la începutul acestui secol. Aceste schimbătoare au fost propuse iniţial pentru a răspunde necesităţilor industriei laptelui, utilizarea lor extinzându-se apoi în diverse alte ramuri ale industriei: chimie, tehnică nucleară, etc. Conceptul nu a fost suficient exploatat până la Richard Seligman, fondatorul lui APV Internaţional Ltd, prima firmă ce a introdus în 93 comercializarea schimbătoarelor de căldură cu plăci şi garnituri. Iniţial plăcile erau din gunmetal, dar în 930 acestea au început să fie confecţionate din oţel inoxidabil. Primele aparate de acest tip erau limitate din punct de vedere a condiţiilor de funcţionare la o presiune de bar şi o temperatură de aproximativ 60 C. De atunci, schimbătoarele de căldură cu plăci şi garnituri au rămas practic neschimbate din punct de vedere constructiv şi a tehnologiei de fabricaţie, dar dezvoltările din ultimii şaizeci de ani au condus la ridicarea parametrilor operaţionali, presiune şi temperatura, la 30 bar şi respectiv 80 C, prin marea varietate existentă la nivelul materialelor din care pot fi realizate plăcile şi garniturile de etanşare. În ultimii ani noi tehnologii de fabricaţie şi asamblare a schimbătoarelor de căldură cu plăci au condus la atingerea unor performanţe net superioare celor clasice ce utilizează ca elemente de etanşare garniturile. Există diferite tehnologii în lume, dintre care unele dezvoltate destul de recent, privind realizarea schimbătoarelor de căldură cu plăci [.58]. Putem distinge în acest sens două categorii de astfel de aparate: schimbătoare cu suprafaţă primară şi schimbătoare cu suprafaţă secundară (figura.68). SCHIMBATOARE DE CALDURA CU PLACI SCHIMBATOARE CU SUPRAFATA PRIMARA SCHIMBATOARE CU SUPRAFATA SECUNDARA PLACI SI GARNITURI PLACI SUDATE SAU LIPITE ASAMBLAJE SPECIALE PLACI PRESATE PLACI LIPITE Fig..68. Clasificarea schimbătoarelor cu plăci

106 06 Echipamente şi instalaţii termice Schimbătoarele cu suprafaţă primară, pot fi realizate sub forma schimbătorul cu plăci şi elemente de etanşare (garnituri), acesta fiind tipul cel mai răspândit de aparat, cu plăci lipite sau sudate. În cazul aparatelor cu suprafaţă secundară între plăci este inserată o umplutură metalică care reprezintă o suprafaţă suplimentară (secundară) de transfer de căldură. Schimbătoarelor cu plăci şi garnituri au utilizarea limitată de presiunea maximă de lucru, precum şi de diferenţa de presiune între cele două fluide. Este posibil de conceput şi de construit schimbătoare de căldură cu plăci şi elemente de etanşare până la o presiune de lucru 5-30 bar şi o diferenţă de presiune de 5 bar. Frecvent întâlnit astăzi sunt schimbătoarele cu presiune de lucru de ordinul a 6-0 bar. Fig..69. Schimbător de căldură cu plăci şi garnituri (schema funcţională). Temperatura maximă de lucru limitează deasemenea domeniul de utilizare aparatului. Această temperatură este funcţie de materialul elementelor de etanşare şi se admite ca o limită superioară uzuală, o temperatură de ordinul a 50 C, putându-se atinge, pentru aplicaţii speciale şi temperaturi de până la 60 C. Suprafaţa de schimb de căldură este compusă dintr-o serie de plăci metalice, prevăzute cu garnituri şi strânse una lângă alta cu ajutorul unor tiranţi. Se formează o serie de canale, unul dintre fluide udând una dintre feţele plăcii, iar celălalt fluid cealaltă faţă (figura.69). Plăcile sunt realizate prin ambutisare, în general din oţel inoxidabil sau titan, dar pot exista plăci Si din alte metale, sufficient de ductile, cum sunt Hastelloy, Incoloy, Monel, Cupronichel. Grosimea plăcilor este deobicei de mm şi numai foarte rar se depăşeşte mm. O importanţa mare o are profilul plăcii care trebuie să asigure u turbulenţă importantă pentru marirea coeficientului de convecţie, dar şi o distribuţie a fluidelor pe întreaga suprafaţă a plăcii si puncte de sprijin metal pe metal pentru asigurarea rigidităţii mecanice a aparatului. Există in prezent peste 60 de geometrii diferite de plăcii brevetate de diferite firme productoare.

107 07 Garniturile sunt lipite în caneluri marginale prevăzute în jurul plăcii şi orificiilor de alimentare, asigurând etanşeitatea aparatului faţă de mediul exterior şi între fluide, asigurând circulaţia alternativă a acestora între canale (figura.70). Mai recent, s-au realizat două tipuri de garnituri nelipite, lucru ce permite reducerea timpului de mentenanţă a acestor aparate [5.]. Garniturile sunt elemente care limitează nivelul presiunilor şi temperaturilor în schimbătoarele de căldură cu plăci. Materialele cele mai frecvent utilizate sunt prezentate în tabelul.4. Materialul garniturilor, forma acestora, geometria canelurilor şi modul lor de aplicare continuă să fie subiectul multor cercetări. Materialul garniturii Tabelul.4 Materialele pentru garnituri [.58] Temperatura maximă de lucru ( C) Aplicaţii Acrilonitril 35 Materii grase Izobutan - izopropan 50 Aldehide, cetone, esteri Etilenă - propilenă Temperaturi ridicate pentru o 50 (EPDM) gamă largă de produse chimice Fluorcarbon Combustibili, uleiuri minerale, (Viton) TM 75 vegetale şi animale Fibre de azbest presate 60 Solvenţi organici Fig..70 Modul de aranjare a garniturilor

108 08 Echipamente şi instalaţii termice În ceea ce priveşte orificiile de alimentare ale unui schimbător de căldură cu plăci, acestea trebuie dimensionate de aşa manieră încât pierderile de presiune să fie cât mai mici posibile, deoarece pierderi de presiune importante în secţiunile de alimentare pot antrena probleme deosebite legate de distribuţia în aparat, în special în cazul curgerilor bifazice. Ca ordin de mărime, vitezele în aceste secţiuni pot atinge până la 5 m/s. În schimbătoarele de căldură cu plăci există diferite tipuri de circulaţie ale agenţilor de lucru. Variantele cele mai des întâlnite sunt prezentate în figura.7. Circulaţie cu o singură trecere pe ambele fluide Montaj în Z cu racorduri (intrare ieşire) la ambele extremităţi Montaj în U cu racordurile la o singură extremitate Circulaţie cu mai multe treceri, în număr egal pe ambele fluide Circulaţie cu mai multe treceri, cu număr diferit pe fiecare fluid Fig..7. Tipuri de circulaţii posibile în schimbătoarele de căldură cu plăci [.68] Schimbătoarele de căldură cu plăci lipite sau sudate, dezvoltate în ultimii ani, permit o utilizare a suprafeţei de schimb de căldură la nivele de presiuni şi temperaturi mai mari ca la schimbătoarele prezentate anterior, datorită absenţei

109 09 elementelor de etanşare. În astfel de aparate se pot atinge presiuni de bar şi temperaturi de C. Schimbătoarele de căldură cu plăci sudate sau lipite reprezintă o variantă a schimbătoarelor cu plăci şi garnituri, deoarece suprafaţa de schimb de căldură este constituită, tot dintr-o serie de plăci metalice cu caneluri înclinate, dar ele nu posedă nici elemente de etanşare, nici tiranţi de strângere (figura.7). Etanşeitatea este asigurată prin sudură în jurul fiecărei plăci. Canalele formate între plăci sunt dispuse în aşa fel ca cele două fluide să circule alternativ în curenţi paraleli. Fig..7. Schimbător de căldură cu plăci sudate Compactitatea şi grosimea redusă a plăcilor permit ca aceste aparate, foarte uşoare să fie montate direct pe tubulatura de racordare a schimbătorului, fără suport metalic sau fundaţie. In ultimii ani au apărut şi alte tipuri de schimbătoare cu suprafaţă primară (asamblaje speciale) sunt fabricate din materiale nemetalice (plastice, ceramice, grafit ) şi utilizează un alt mod de asamblare. Schimbătoarele cu suprafaţă secundară sunt constituite dintr-un set de tole (mai des întâlnite tip fagure ), figura.73 separate de plăci plane. Pentru aplicaţii în care unul dintre agenti este aerul atmosferic aceste schimbătoare sunt fabricate din materiale uşoare (aluminiu) iar pentru aplicaţii în criogenie sau în aeronautică, materialele utilizate sunt aluminiul sau oţelul inoxidabil. Fig..73. Diferite geometrii de suprafete secundare

110 0 Echipamente şi instalaţii termice Pentru a caracteriza performantele si a alege tipul de placi pentru un schimbător de căldură se utilizează în general următorii parametri: debitele primare şi secundare care determină dimensiunile tubulaturii de racordare a schimbătorului şi permit alegerea tipului de placă şi stabilirea numărului de plăci; Numărul de unităţi de Transfer de Căldură (NTC), care caracterizează performantele termice ale aparatului ; Pierderile de presiune care sunt, în general, impuse de utilizator şi care impun în unele cazuri alegerea dimensiunilor plăcilor..5.. DIMENSIUNI ŞI PARAMETRI GEOMETRICI AI SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ Principalii parametrii geometrici ai schimbătoarelor de căldură cu plăci sunt: - unghiul de ondulare format între direcţia principală de curgere şi de direcţia de ondulare (=90 pentru plăci cu caneluri drepte, <90 pentru plăci cu caneluri înclinate); p - pasul de ondulare, în m; H 0 - înălţimea canalului sau înălţimea de ondulare, în m; L - lungimea plăcii, în m; e înălţimea ondulării, in m; - lăţimea plăcii, în m; S p - suprafaţa de schimb de căldură a unei plăci, în m (figura.74). Diametrul hidraulic (echivalent) pentru canalul dintre plăci este în general definit prin relaţia: 4 Sc 4 l H0 dh H0 [m] (l>>h P l H0 0 ), (.) Fig.74 Elementele geometrice ale unei plăci

111 Fig..75. Parametri geometrici ai unui canal ondulat, =90 unde: S c este secţiunea de curgere a canalului, în m ; P- perimetrul udat perpendicular pe direcţia principală de curgere, în m COMPARAŢIE ÎNTRE SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ CU PLĂCI ŞI CELE CU ŢEVI ŞI MANTA Domeniile de aplicabilitate a tehnologiilor întâlnite astăzi pe piaţa schimbătoarelor de căldură poate fi caracterizată de patru variabile principale: temperatura maximă în aparat; presiunea maximă de funcţionare; numărul de funcţiuni pe care le poate îndeplini, de exemplu: vaporizator, condensator, schimbător gaz/gaz, gaz/lichid, lichid/lichid; Numărul de unităţi de transfer de căldură (NTC) care poate fi considerat ca un indicator a performanţelor de transfer termic ale schimbătorului. În figura.76 este reprezentat fiecare tip de schimbător de căldură printr-un dreptunghi care este definit de limitele de aplicabilitate şi de performanţele termice maximale ale schimbătoarelor de căldură existente astăzi pe piaţă. Schimbătoarele cu ţevi şi manta pot fi utilizate până la temperaturi şi presiuni ridicate (900 C, 00 bar) şi îndeplinesc toate funcţiunile (gaz/gaz, gaz/lichid, lichid/lichid, vaporizator, condensator). Ele prezintă însă dezavantajul unor performanţe scăzute de transfer, numărul NTC fiind limitat de valoarea. Schimbătoarele cu plăci şi elemente de etanşare nu pot fi utilizate nici în condiţii de temperaturi şi presiuni superioare valorilor: C şi respectiv 0 bar, nici ca schimbător gaz/gaz. În schimb performanţele de transfer de căldură (NTC) sunt ridicate (NTC 5). Schimbătoarele cu plăci sudate constitue un progres remarcabil deoarece permit atingerea unor temperaturi de până la 450 C şi presiuni de bar, păstrând în acelaşi timp un NTC ridicat.

112 Echipamente şi instalaţii termice Fig..76. Domeniile de aplicare a diverselor tipuri de schimbătoare de căldură existente [.68] Schimbătoarele cu plăci prezintă, în plus, alte avantaje, cum ar fi: compactitate, flexibilitate, uşurinţa curaţării, posibilitatea tipizării, preţ de cost redus. Această analiză pune în evidenţă faptul că fiecare tip de aparat răspunde unor anumite cerinţe specifice domeniului său de aplicabilitate. Totodată se observă o concurenţă pentru un număr mare de aplicaţii între schimbătoarele de căldură tubulare şi cele cu plăci sudate PERFORMANŢE TERMOHIDRAULICE ALE SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ CU PLĂCI REGIMURI ŞI CONFIGURAŢII DE CURGERE Configuraţia curgerii într-un canal ondulat este influenţată în principal de criteriul Reynolds, unghiul de ondulare şi pasul adimensional p * =p/h 0 [.30]. În figura.77 se prezintă o sinteză a regimurilor de curgere ce pot apare un canal ondulat cu =90 [.34].

113 3 Re Configuraţia curgerii Caracteristicile curgerii < 00 CCurgere laminară uniformă >000 CCurgere divizată în două zone: curgere predominant laminară în centru recirculare dinamică şi stabilă în cavităţi CCurgere divizată în două zone: curgere predominant laminară în centru curgere turbulentă instabilă în cavităţi CCurgere turbulentă instabilă în tot canalul CCurgere turbulentă divizată în două zone: curgere predominant turbulentă în centru zone cu viteze relative reduse la periferie Fig..77. Configuraţia curgerii funcţie de numărul Reynolds într-un canal ondulat (=90 ) [.34] Într-un canal ondulat cu 90, curgerea este de natură tridimensională iar tranziţia de regim de curgere este caracterizată şi de apariţia unor fenomene locale nestaţionare. Numărul Reynolds de tranziţie (Re T ) spre curgerea turbulentă depinde de Fig..78. Numărul Reynolds de tranziţie funcţie de unghiul de ondulare [.9,.34] unghiul de ondulare şi de pasul adimensional (figura.78). Se observă că regimul turbulent apare la numere Re mai mici în cazul geometriilor «dure» ( ridicat).

114 4 Echipamente şi instalaţii termice S-a evidenţiat deasemenea o influenţă importantă a pasului adimensional asupra numărului Reynolds de tranziţie între diferitele regimuri de curgere PIERDERILE DE PRESIUNE Principalele pierderile de presiune care apar la curgerea unui fluid printr-un schimbător de căldură cu plăci sunt pierderile de presiune din canale şi pierderile de presiune din secţiunile de intrare respectiv ieşire din aparat. În general deoarece dimensiunile secţiunilor de alimentare şi evacuare sunt importante aceste pierderile de presiune sunt neglijabile în raport cu cele dintre plăci. Pierderile de presiune printr-un canal (P) între colectoarele de intrare şi ieşire, depind de mai mulţi parametri ca densitatea, vâscozitatea, viteza fluidului şi geometria plăcii. Ele se pot calcula cu relaţia : w L p 4 f [Pa] (.) dh unde: este densitatea fluidului, în kg/m 3 şi w- viteza fluidului, în m/s; f- coeficientul de frecare; L, d h lungimea, respective diametrul hydraulic ale canalului, in m. Coeficientul de frecare f este funcţie de valoarea numărului Reynolds cât şi de unghiul de ondulare al plăcii şi pasului adimensional p*=p/h 0, exprimându-se printr-o relaţie de forma [.34]: f b a Re (.3) Valorile coeficienţilor a şi b sunt prezentate în tabelele.5 şi.6, unde pentru configuratiile cu reperul * se va utiliza formula: b f a (.4) Re Comparaţia între diversele relaţii pentru coeficientul de frecare pune în evidenţă o creştere importantă a acestuia cu unghiul de ondulare al plăcii (fig.5.3). Aceasta se traduce pentru Re=000 printr-o creştere a pierderilor de presiune de aproximativ 9 ori pentru =30 şi 80 ori pentru =60, comparativ cu suprafaţa netedă. Trebuie totuşi precizat că pentru Re = 000, curgerea printr-un canal ondulat este turbulentă în timp ce pentru o ţeavă netedă regimul este laminar. Pasul adimensional p* este deasemenea un parametru important în determinarea coeficientului de frecare. De exemplu pentru un unghi de ondulare =60, coeficientul de frecare la p*= este de două ori mai mare ca cel pentru

115 5 p*=3,33. Pentru unghiuri de ondulare mici această influenţă este mai mică şi chiar neglijabilă la =0. Fig..79. Variaţia coeficientului de frecare cu unghiul de ondulare (p/h 0 =3,33) [.63] Tabelul.5. Valorile constantelor a şi b pentru determinarea coeficientului de frecare (p/h 0 =) [.34] a b Domeniul Re 0 4,0 0,079,0 0,5 Re < 500 Re > * 30 0,059 0,898 57,5 0,63 60 < Re < Re < * 45 0,303 0,365 9,7 0,77 50 < Re < < Re < * 60,58 6,7 89,0 0,09 90 < Re < < Re < * 7 4,75 33,0 9,0 0,96 0 < Re < < Re < * 90,4 5,9 30,0 0,89 00 < Re < < Re < 6000

116 6 Echipamente şi instalaţii termice Tabelul.6. Valorile constantelor a şi b pentru determinarea coeficientului de frecare (p/h 0 =3,33) [.34] a b Domeniul Re 0 4,0 0,079,0 0,5 Re < 500 Re > ,55 0,888 0,895 0,39 40 < Re < < Re < ,33 0,557 0,809 0, 40 < Re < < Re < ,6 0,690 0,708 0, < Re < < Re < ,45 3,97 0,680 0,75 0 < Re < < Re < ,05 5,739 0,633 0,9 5 < Re < 5 5 < Re < ,8 4,8 0,809 0,3 40 < Re < < Re < 700 În consecinţă, este necesară calcularea coeficientului de frecare nu numai funcţie de unghiul de ondulare dar şi funcţie de pasul adimensional. O interpolare liniară se poate realiza în funcţie de pasul adimensional dacă acesta se află între şi 3, TRANSFERUL DE CĂLDURĂ Coeficientul de schimb de căldură, la curgerea printr- un canal ondulat, pentru un fluid aflat în curgere monofazică, se exprimă analitic prin legătura dintre numărul lui Nusselt cu cele ale lui Reynolds şi Prandtl, plus un termen de corecţie ce ţine cont de variaţia proprietăţilor fizice ale fluidului cu temperatura în stratul limita [.34]: 0,3 Pr b c Nu a Re Pr, (.5) Pr p unde: Pr, Pr p sunt numerele Prandtl la temperatura fluidului, respectiv a peretelui.

117 7 Valorile constantelor a şi b sunt funcţie de unghiul de ondulare al plăcii şi de pasul adimensional p*=p/h 0. Pentru exemplificare în tabelele.7 şi.8 se prezintă aceste constante pentru două valori ale lui p*. Tabelul.7. Valorile constantelor a şi b (p/h 0 =) [.9] a b Domeniul Re 30 0,0 0,54 0 < Re < 000 0,77 0, < Re < ,67 0, < Re < 000 0,405 0, < Re < ,57 0,70 50 < Re < 600, 0, < Re < ,45 0,58 00 < Re < ,98 0, < Re < 4000 Tabelul.8. Valorile constantelor a şi b (ph 0 = 3,33) 5.4 a b Domeniul Re 5 0, 0,685 40<Re< ,54 0,638 45<Re< ,347 0,653 50<Re< ,344 0,705 45<Re< ,338 0,698 45<R< ,70 0,700 50<Re<5000 Pentru diverse valori ale unghiului de ondulare, în figura.80 se prezintă variaţia numărului lui Nusselt în funcţie de cel al lui Reynolds, comparativ cu valorile obţinute penrtru o ţeavă netedă (corelaţia lui Colburn). Se constată, spre exemplificare, pentru Re-4000, o creştere a coeficientului de schimb de căldură, în raport cu suprafaţa netedă, de aproximativ 3 ori în cazul =30 respectiv de 6 ori pentru =60.

118 8 Echipamente şi instalaţii termice Influenţa pasului relativ p* asupra transferului de căldură devine din ce în ce mai importantă pe măsură ce unghiul de ondulare creşte. Ca şi în cazul pierderilor de presiune, coeficientul de schimb de căldură pentru valori ale lui p* situat între şi 3,33 se poate determina prin interpolare liniară. În relaţia (.3), pentru determinarea coeficientului de schimb de căldură, Fig..80. Variaţia numărului Nusselt cu cel al lui Reynolds (p/h 0 =3,33) 5.4 influenţa factorului de corecţie pentru variaţia proprietăţilor fluidului în stratul limită (Pr/Pr p ) 0,4, se traduce printr-o corecţie de până la 5% a lui, pentru o variaţie a numărului Prandtl de la -30% la +50%. Pentru unele geometrii de placă şi numere Reynolds reduse, un alt factor ce poate influenţa transferul de căldură este convecţia naturală. Astfel, pentru 90, convecţia naturală este neglijabilă, dar pentru = 90 aceasta devine importantă în canalele verticale PARTICULARITĂŢI ALE CALCULULUI TERMOHIDRAULIC AL CURGERII BIFAZICE ÎN SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ CU PLĂCI Schimbătoarele de căldură cu plăci se utilizeaza în numeroase aplicaţii din procesele industriale cu schimbare de faza (condensatoare şi vaporizatoare). Din

119 9 păcate, până în prezent cunoaşterea termohidraulicii curgerii bifzice în canale ondulate rămâne limitată, motiv pentru care relatările referitoare la acest aspect sunt bazate mai mult pe analogiile din curgerile prin ţevi şi canale netede. Calculul pierderilor de presiune totale ale unui fluid aflat în curgere bifazică presupune luarea în consideraţie a trei termeni: pierderile de presiune prin frecare, pierderile de presiune prin accelerare datorate diferenţei de densitate între cele două faze şi pierderile (curent ascendent) sau creşterile de presiune (curent descendent) datorate gravitaţiei. Evaluările acestor pierderi de presiune au arătat că ultimii doi termeni nu reprezintă în general decât câteva procente (<5%) din pierderile totale. Din acest motiv în general în calcule nu se consideră decât primul termen neglijându-se ceilalţi doi. Pentru evaluarea pierderilor de presiune prin frecare bifazice, corelaţia cel mai des utilizată este cea a lui Lockhart-Martinelli.46 ce stabileşte legătura între pierderile de presiune bifazice P bf şi cele monofazice corespunzătoare fazei de lichid P L sau vapori P V, utilizând multiplicatorul bifazic a lui Chisholm.6: P bf C L ; PL X X (.6) P bf V C X X, P V unde : C este constantă funcţie de regimurile de curgere a celor două faze (tab. 5.6) iar X este parametrul lui Lockhart - Martinelli, care are următoarea expresie: X tt 0, 9 0, 0, 5 x L V, (.7) x V L unde: x este titlul vaporilor; L, V - vâscozitatea dinamică a fazei de lichid respectiv de vapori, în Pa s; L, V - densitatea fazei de lichid respectiv de vapori, în kg/m 3. Tabelul.9 Valoarea constantei C.6 Faza de lichid Faza de vapori Indice X C Turbulent turbulent tt 0 Turbulent laminar tl 0 Laminar turbulent lt Laminar laminar ll 5

120 0 Echipamente şi instalaţii termice Un studiu asupra transferului de căldură la vaporizare în schimbătoarele de căldură cu plăci.68 a arătat că, transferul de căldură între fluidul aflat la saturaţie şi peretele vaporizatorului depinde de mai mulţi parametri: titlul vaporilor x în secţiunea de curgere a canalului considerată; viteza w sau viteza masică G (raportul dintre debitul masic şi secţiunea transversală de curgere) a fluidului prin în canal; temperatura la saturaţie a fluidului ce vaporizează; fluxul termic unitar de suprafaţă transmis prin perete; geometria peretelui şi natura fluidului. Ca şi în cazul pierderilor de presiune bifazice, coeficientul de schimb de căldură la vaporizare (bifazic) bf este exprimat prin intermediul celui monofazic, în acest caz lichid L, ca fiind o funcţie de parametrul lui Lochart - Martinelli X tt şi numărul fierberii B 0 (raportul dintre fluxul termic unitar de suprafaţă şi produsul dintre viteza masică şi căldura latentă de vaporizare): bf L a X b c tt B0, (.8) constantele a, b şi c pentru un canal în poziţie verticală sau orizontală şi pentru o viteză masică cuprinsă între 00 şi 800 kg/s/m având următoarele valori : placă netedă: a = 07,5; b = -0,55; c = 0,47 placă ondulată: a = 08,8; b = -0,66; c = 0,46. În ceea ce priveşte transferul de căldură la condensare, condensarea în film este cea mai frecvent întâlnită în schimbătoarele de căldură, cea cu picătrui aparând numai dacă condensatul nu udă suprafaţa de schimb de căldură. Pentru studierea condensării în film există numeroase modele mai mult sau mai puţin elaborate. Marea majoritate a acestora se bazează pe studiul lui Nusselt care presupune că filmul de lichid curge datorită gravitaţiei. În acest model se presupune ca viteza fazei de vapori este redusă şi că aceasta nu influenţează transferul de căldură. Dacă exprimăm numărul Reynolds al filmului de lichid în funcţie de debitul masic de condensat, putem obţine expresia coeficientului local de schimb de căldură la condensare prin convecţie naturală cn.57: cn L L L L V g / 3, Re / 3 L, (.9) unde numărul Reynolds pentru filmul de lichid este:

121 Re L 4m, (.30) l L cu: m debitul de condensat, în kg/s. Dacă viteza vaporilor devine importantă se realizează trecerea la condensarea prin convecţie forţată, pentru care nu există modele analitice pentru descrierea fenomenului ci numai corelaţii semi-empirice. Filmul de lichid curge de această dată la valori ale numărului Reynolds ceva mai importante, transferul de căldură fiind strict legat de natura curgerii bifazice. Marea parte a modelelor existente pentru condensarea în interiorul unei ţevi verticale sunt bazate pe curgerea inelară. Vom prezenta două corelaţii pentru estimarea coeficientului de transfer de căldură la condensarea prin convecţie forţată cf, aceasta fiind bazată pe intensificarea coeficientului de schimb de căldură în fază de lichid (monofazic).0. Faţă de cazul vaporizării şi calculul pierderilor de presiune bifazice, calculul coeficientului de transfer de căldură monofazic pentru faza de lichid L se face considerând în calculul criteriului Reynolds pentru lichid Re L debitul total (lichid+vapori) nu numai fracţia corespunzătoare lichidului. Corelaţia lui Shah este construită prin analogia cu fierberea în film şi utilizează presiunea redusă a fluidului P r (raport dintre presiunea fluidului şi presiunea critică a acestuia) evitând astfel calculul proprietăţilor fizice a celor două faze: cf L ,,,, x x x 0, 38 (.3) Pr Corelaţia lui Boyko-Kruzhilin se bazează pe un model al curgerii în film şi nu necesită decât calculul rapoartelor densităţilor celor două faze: cf L x L V 0, 5 (.3) Există relativ puţine studii privind condensarea în schimbătoarele de căldură cu plăci. Astfel rezultatele experimentale asupra condensării în cazul unui unghi de ondulare al plăcii =60.8,.73 au arătat că pentru regimuri turbulente (Re > 300), corelaţia lui Boyko-Kruzhilin permite bune evaluări ale coeficientului de transfer de căldură. Pentru numere Reynolds mai mici se pare că, coeficientul de schimb de căldură tinde către o valoare constantă dar această valoare este superioară valorii estimate prin teoria lui Nusselt. Pentru numere Reynolds mici corelaţia lui Nusselt subestimează coeficientul de transfer de căldură de -3 ori, existând aparent o directă proporţionalitate cu numărul Reynolds al fazei de lichid.

122 Echipamente şi instalaţii termice Acest rezultat nu concordă cu teoria dar pune în evidenţă influenţa geometriei canalului şi naturii curgerii asupra transferului de căldură ca şi existenţa efectului de drenare a condensatului pe fundul canalelor create de ondulările plăcii PARTICULARITĂŢILE CALCULUI TERMIC PENTRU SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ CU PLĂCI Ecuaţiile care stau la baza calculului schimbătoarelor de caldură cu plăci şi metodele generale de calcul sunt cele prezentate in paragraful.. Particularitaţile calculului sunt legate de geometria canalului şi de faptul că o data cu mărirea numărului de placi pentru marirea suprafetei de schimb de caldura, viteza agentilor termici scade. Pentru exemplificare în figura.8 se prezintă un calcul de poiectare pentru un schimbător de căldură monofazic cu o singură trecere pe ambele fluide. Calculul este iterativ, pornindu-se cu o singură pereche de canale, şi calculându-se fluxul termic transmis în aparat Q r. Dacă acesta este inferior fluxului termic impus prin datele de intrare se măreşte numărul de perechi de canale.

123 3 Date de intare: Temperatura agentului termic primar la intrare, T i Temperatura agentului termic secundar la intrare, T i Debitul de agent primar, m [kg/s] Debitul de agent secundar, m [kg/s] Sarcina termică a aparatului, Q [W] Suprafaţa de schimb de căldură a unei plăci, S p [W] Distanta dintre placi, H 0 Conductivitatea termică a plăcii, [W/(m. K)] Dimensiunile geometrice ale placii (L,l, ) Bilanţul termic: Q Temperatura agentului termic primar la ieşire, Te Ti m c Q Temperatura agentului termic secundar la ieşire, Te Ti m c p p Numărul de perechi de canale n c = Suprafata totală de schimb de căldură: S nc S p m Vitezele de circulaţie prin canale: m m w ; w n H l n H l c 0 c 0 m s Numerele Reynolds : w dh w dh Re ; Re

124 4 Echipamente şi instalaţii termice Fig..8. Algoritmul pentru calcul de proiectare al unui schimbător cu plăci monofazic. Calculul termic trebuie însoţit şi de calcul hidraulic. În eventualitatea obţinerii unor pierderi de presiune mai mari ca cele impuse de funcţionarea aparatului se impune mărirea numărului de canale (plăci) sau alegerea altui tip de placă. Numerele Nusselt : 0,3 0,5 0,3 0,5 Pr Pr Pr Re Pr Pr Pr Re p b p b a Nu a Nu Calculul coeficienţilor de convecţie : K m W d Nu ; d Nu h h Calculul coeficientului global de schimb de căldură: K m W k S Calculul fluxului termic real: W t S k Q med S r % 00 Q Q Q r r REZULTATE DA c n c n NU

125 5.7. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU TUBURI TERMICE.7.. TUBUL TERMIC Tubul termic este o incintă etanşă (cel mai des sub formă de ţeavă închisă la cele două capete) care conţine un lichid în echilibru cu vaporii săi, în absenţa totală a aerului sau a altui gaz [.3]. Primul brevet privind tubul termic este datorat americanului Gangler (94), dar adevărata sa naştere este în anul 964 în urma articolului publicat de americanii Grover, Cotter şi Erickson [.6]. Datorită utilizării fenomenelor de vaporizare şi condensare a fluidului interior, conductivitatea termică a tubului termic este de sute sau chiar de mii de ori mai mare ca a unui conductor metalic omogen având acelaşi volum. În zona încălzită a tubului (vaporizator) se află lichidul vaporizator, vaporii formaţi aici deplasându-se spre zona rece (condensator) unde condensează. După modul de reîntoarcere a condensatului spre vaporizator tuburile termice pot fi cu umplutură capilară (figura.83) sau gravitaţionale (fără umplutură) (figura.84). Fig..83. Tub termic cu umplutură

126 6 Echipamente şi instalaţii termice Fig..84. Tub termic gravitaţional (termosifon) În primul caz condensatul se reîntoarce spre vaporizator datorită efectului capilar al umpluturii poroase care căptuşeşte peretele interior al tubului. În cel de al doilea caz circulaţia condensatului se asigură datorită efectului gravitaţiei (termosifon) (figura.84). Zona situată între vaporizator şi condensator şi care nu schimbă căldură cu exteriorul este numită zona adiabatică şi poate avea o lungime variabilă între câţiva centimetri şi câţiva metri. Principalele probleme care trebuie avute în vedere la construcţia unui tub termic sunt alegerea fluidului interior, a materialului tubului şi a tipului de umplutură ALEGEREA FLUIDULUI INTERIOR Principalul criteriu la alegerea fluidului interior îl constituie temperatura de lucru, care dictează presiunea interioară, fluidul în interiorul tubului fiind la saturaţie. Din acest punct de vedere se va urmări ca să nu se coboare sub 0, bar şi să nu se depăşească presiunea de bar.

127 7 Alte criterii avute la alegerea fluidului interior sunt prezentate în figura.85. sudabilitate puritate toxicitate cost FLUI DUL DE LUCRU compatibilitate cu tubul propiet`\i termodinamice flux critic stabilitate la temperatur` Fig..85. Criterii pentru algerea fluidului de lucru În tabelul 6. sunt prezentate proprietăţile unor fluide utilizate în tuburile termice, iar în figura 6.4 valorile factorului de merit. Acest număr, care nu are o semnificaţie în sine caracterizează performanţele termice ale fluidelor de lucru, ele fiind cu atât mai bune cu cât valoarea factorului este mai ridicată. Tabelul.0. Proprietatile si performantele fluidelor de lucru pentru tuburi termice Fluidul Heliu Azot Amoniac Freon Pentan Freon 3 Acetonă Metanol Etanol Heptan Apă Toluen Temp. de topire [ C] Temp. de fierbere la bar [ C] Domeniu de temp. [ C] Costuri ridicate coborâte coborâte medii medii medii medii coborâte Nivelul performanţelo r ridicat coborât coborât mediu mediu mediu ridicate mediu

128 8 Echipamente şi instalaţii termice Gilotherm DO Mercur Cesiu Potasiu Sodiu Litiu Argint coborâte ridicate ridicate ridicate ridicate f. ridicate f. ridicate mediu ridicat mediu ridicat f. ridicat f. ridicat f. ridicat Fig Factorii de merit pentru unele fluide de lucru a) tuburi cu umplutură; b) tuburi fără umplutură I) apă; II) amoniac; III) metanol; IV) acetonă; V) toluen; VI) Dowtherm E; VII) Dowtherm A (Gilotherm DO).

129 ALEGEREA MATERIALULUI TUBULUI Între materialul din care este executat tubul şi fluidul interior nu trebuie să se producă absolut nici o reacţie chimică sau acţiune corozivă, acestea putând avea efecte negative, mergând până la blocarea circulaţiei în tub. De exemplu apa este incompatibilă cu oţelul inoxidabil, la temperaturi peste 00 C putând avea loc o reacţie cu degajare de hidrogen, care, chiar în cantitate foarte mică, va bloca funcţionarea tubului termic prin perturbarea procesului de condensare datorită prezenţei unui gaz necondensabil. În tabelul. sunt prezentate materialele recomandate pentru diferitele fluide utilizate în tuburile termice [.4]. Tabelul.. Materiale pentru tuburi termice Fluidul de lucru Amoniac Freon Acetonă Metanol, etanol Apă Toluen Gilotherm DO Mercur Potasiu Sodiu Litiu Materialul compatibil pentru tub Aluminiu, oţel inoxidabil Aluminiu, cupru Cupru Cupru Cupru Oţel, oţel inoxidabil Oţel, oţel inoxidabil Oţel cu puţin carbon, oţel inoxiodabil Oţel inoxidabil AISI 36, nichel Oţel inoxidabil AISI 36, nichel, molibden Tungsten, molibden

130 30 Echipamente şi instalaţii termice ALEGEREA TIPULUI DE UMPLUTURĂ Pentru tuburile termice au fost încercate, de către constructori şi cercetători numeroase tipuri de umpluturi. De la cele mai simple sub forma unei pânze metalice, până la cele complexe care combină nervurile interioare cu umplutura de pânză metalică (figura.87). Cele mai multe tuburi termice utilizate în schimbătoarele de căldură utilizează termosifonul şi au doar nervuri triunghiulare joase la interior, în scopul intensificării transferului de căldură la fierbere şi condensare şi mai puţin pentru favorizarea circulaţiei condensatului. a) tablă metalică simplă b) pudră metalică sinterizată c) tablă metalică cu spaţiu inelar d) tablă metalică cu arteră e) caneluri axiale I) tablă metalică descentrată II) tablă metalică compusă III) caneluri axiale cu tablă ecran IV) caneluri inelare cu meşă axială V) caneluri circulare cu tunel Fig..87. Tipuri de reţele capilare pentru tuburile termice TIPURI PRINCIPALE DE TUBURI TERMICE UTILIZATE ÎN SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ Cele mai multe schimbătoare de căldură utilizează tuburi termice de joasă temperatură (-0 C C), fiind destinate în special domeniul climatizării.

131 3 Fluidul de lucru utilizat este aproape totdeauna un agent frigorific. {n unele cazuri se pot utiliza şi alcooluri (metanol, etanol) sau acetona. Materialul din care se execută tubul este în cele mai multe cazuri aluminiu, tubul executându-se prin extindere cu nervuri circulare exterioare, agentul termic exterior fiind în general aerul şi cu nervuri interioare longitudinale. Mai poate fi utilizat cuprul sau oţelul inoxidabil, în special pentru a rezista coroziunii exterioare. Tuburile termice de medie temperatură (60 C...50 C) utilizează de obicei apa sau un fluid organic ca agent de lucru. În cazul utilizării apei, materialul din care se execută tubul este totdeauna cupru, nervurat longitudinal la interior. Fluidele organice cele mai utilizate sunt toluenul (până la 80 C) şi Gilothermul DO sau Dowthermul A, până la C. Tuburile termice de înaltă temperatură (50 C-400 C) utilizează, în cele mai multe cazuri mercurul, care poate fi utilizat până la 600 C şi cu tubul construit din oţel inoxidabil neted la interior. Tuburile termice de foarte înaltă temperatură (peste 400 C) pot utiliza exclusiv metale lichide (mercur, sodiu, potasiu, litiu) şi ţevi din oţel inoxidabil special până la 850 C şi aliaje speciale bogate în nichel până la 00 C, peste această temperatură trebuie folosite metale refractare (molibden, tungsten). Realizări de schimbătoare de căldură industriale utilizând astfel de tuburi nu sunt încă semnalate, fiind demarate însă cercetări în special în SUA..6.. CALCULUL TERMIC AL SCHIMBATOARELOR CU TUBURI TERMICE Într-un schimbător de căldură tuburile termice sunt amplasate într-un fascicul menţinut la mijloc de o placă centrală care desparte aparatul în două zone, una prin care circulă agentul primar care cedează căldură vaporizând agentul de lucru şi alta în care agentul secundar primeşte căldură de la agentul de lucru care condensează (figura.88). În cazul în care agenţii termici sunt gaze suprafaţa exterioară a tubului termic se extinde de obicei, prin nervurare. Pentru calculul schimbătoarelor de căldură cu tuburi termice se poate utiliza metoda prezentată de Chaudourne [.3], care se bazează pe descompunerea aparatului în schimbătoare elementare.

132 3 Echipamente şi instalaţii termice Fig..88 Schema de principiu a unui schimbător de căldură cu tuburi termice Fiecare tub termic este considerat ca un ansamblu de două schimbătoare cuplate (un vaporizator şi un condesator), în care faza de vapori are aceeaşi temperatură. Se consideră de asemenea, că tuburile termice de pe acelaşi rând (pe aceeaşi perpendiculară pe curgere) au aceeaşi temperatură, luându-se în calul pentru un rând un singur tub termic cu suprafaţa de schimb de căldură egală cu suprafaţa tuturor tuburilor de pe un rând. Se obţine astfel pentru fiecare rând de tuburi (celulă) modelul prezentat în figura.89, iar pentru ansamblul schimbătorului de căldură modelul din figura.90. Metoda prevede următoarele etape succesive de calcul: - determinarea coeficienţilor globali de schimb de căldură pentru vaporizatorul şi condensatorul fiecărei celule ; - determinarea prin metoda -NTC a temperaturilor celor doi agenţi termici la ieşirea din fiecare celulă ; - determinarea temperaturilor agenţilor termici la ieşirea din ansamblul schimbătorului de căldură (calcul prin metoda matricială); - verificarea câmpului de temperaturi în fiecare tub termic şi stabilirea fluxurilor termice transmise de fiecare celulă şi de ansamblul schimbătorului.

133 33 Tci Tce Schimb` tor CALD T T Fluid intermediar Tre Tri Schimb` tor RECE Fig..89. Modelarea unui rând de tuburi termice Flui d Fluid rece Fig..90. Modelarea unui rând de tuburi termice.6.3. UTILIZAREA SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ CU TUBURI TERMICE Schimbătoarele de căldură cu tuburi termice au o serie de avantaje faţă de celelalte tipuri de schimbătoare care au determinat utilizarea lor în anumite domenii. Dintre principalele lor avantaje se pot menţiona [.4]: Etanşeitate foarte bună între cele două fluide, existând un singur perete recuperator între ele care se poate etanşa foarte bine prin sudură. Fiabilitate ridicată a aparatului care conţine un număr mare de tuburi, iar nefuncţionarea unuia influenţează în foarte mică măsură performanţele aparatului şi în orice caz nu periclitează funcţionarea lui.

134 34 Echipamente şi instalaţii termice Comportare foarte bună la dilatare, tuburile termice fiind libere la cele două capete. Supleţe în concepţie datorată faptului că tuburile sunt independente (neracordate între ele, putându-se alege orice geometrie de aşezare a lor. Eficienţa ridicată datorită coeficienţilor mari de transfer de căldură interiori (fierbere şi condensare) şi a posibilităţii de extindere a suprafeţei exterioare de transfer de căldură prin nervurare. Pierderi de presiune reduse, agenţii termici circulând peste un fascicul de ţevi, care creează pierderi de presiune mai mici decât în cazul curgerii lor prin interiorul ţevilor. Supleţea în concepţie şi posibilitatea nervurării lor exterioare au făcut ca schimbătoarele cu tuburi termice să fie utilizate ca recuperatoare de căldură pentru preîncălzirea aerului de ardere la cuptoarele industriale (figura.9). Fig..9. Recuperator de căldură cu tuburi termice Un alt domeniu unde aceste aparate şi-au găsit o largă utilizare este în climatizare undese folosesc tuburi termice ieftine din aluminiu umplute cu fluide frigorifice (R, R3), încadrate la exterior în nervuri placă tot din aluminiu. Datorită posibilităţii asigurării unei etanşeităţi perfecte schimbătoarele cu tuburi termice sunt utilizate în unele aplicaţii din industria chimic şi nucleară.

135 35.9. RECUPERATOARE ŞI REGENERATOARE DE CĂLDURĂ.9. DEFINIŢII. CLASIFICARE. CONSIDERAŢII GENERALE Recuperatoarele sunt schimbătoare de căldură care prezintă următoarele trei caracteristici principale [.9]: - recuperează o parte a căldurii gazelor rezultate din arderea unui combustibil, care se evacuează dintr-o instalaţie pirotehnologică; - căldura recuperată foloseşte la preîncălzirea aerului de ardere sau/şi a combustibilului gazos; - gazele de ardere care cedează căldura sunt separate de fluidul gazos ce primeşte căldura printr-un perete metalic sau ceramic. Regeneratoarele îndeplinesc primele două condiţii ale recuperatoarelor însă, în cazul lor, cei doi agenţi termici vin în contact alternativ cu suprafaţa de schimb de căldură, fluxul termic între fluide şi perete schimbându-şi periodic direcţia. După modul de transmitere a căldurii, recuperatoarele se pot împărţi în două grupe: - recuperatoare convective, la care mai mult de 80% din căldură se transmite prin convecţie; - recuperatoare prin radiaţie, la care cea mai mare parte din căldură se transmite prin radiaţie. În funcţie de materialul folosit, recuperatoarele pot fi clasificare în metalice şi ceramice. Recuperatoarele metalice, după modul de realizare a suprafeţei de schimb de căldură, pot fi grupate în: - recuperatoare cu ţevi netede de oţel; - recuperatoare cu proeminenţe aciculare; - recuperatoare din plăci; - recuperatoare termobloc ; - recuperatoare cu rdiaţie simplă; - recuperatoare cu radiatie bilaterală; - recuperatoare clepsidră, etc. După modul de funcţionare, regeneratoarele se pot clasifica în: - regeneratoare cu funcţionare intermitentă, la care aerul cald având temperatura variabilă, se debitează numai în perioada de răcire a acestuia; - regeneratoare cu funcţionare continuă, care debitează continuu aer cald.

136 36 Echipamente şi instalaţii termice După materialul din care sunt confecţionate, regeratoarele se pot împărţi în două grupe: metalice şi ceramice. De obicei, cele metalice realizează un nivel relativ scăzut de preîncălzire a agentului secundar şi sunt folosite, îndeosebi, la instalaţiile de cazane sau de turbine cu gaze, ca preîncălzitoare de aer. Regeneratoarele ceramice realizează un nivel ridicat de preîncălzire a agentului termic secundar şi sunt folosite aproape în exclusivitate la cuptoarele industriale. După tipul constructiv, regeneratoarele cu funcţionare continuă se pot clasifica în: - regeneratoare cu umplutură metalică sau ceramică rotativă ; - regeneratoare cu pat mobil de bile; - regeneratoare cu pat fluidizat în mişcare; - regeneratoare cu aerosol. Regeneratoarele cu funcţionare intermitentă au umplutura fixă realizată în exclusivitate din material ceramic. După caracteristicile constructive ale umpluturii, se pot clasifica în: - regeneratoare cu umplutură din cărămizi normalizate; - regeneratoare cu umplutură din cărămizi fasonate; - regeneratoare cu pat fix de bile (umplutura este constituită din bile). Până în prezent, cea mai largă aplicabilitate au găsit-o: - regeneratoarele metalice rotative la cazane, la cuptoare din industria prelucrării ţiţeiului, instalaţii de turbine cu gaze, care încălzesc aerul până la maximum 450 C; - regeneratoare cu funcţionare intermediară având umplutură fixă la cuptoarele Siemens-Martin, cuptoarele pentru topirea sticlei şi alte tipuri de cuptoare, furnale, generatoare M.H.D. (generatoare magnetohidrodinamice), care pot încălzi puternic aerul, până la 050 C; - regeneratoarele cu funcţionare continuă având pat mobil de bile, care pot furniza aer preîncălzit până la 750 C..9. TIPURI CONSTRUCTIVE REPREZENTATIVE.9... RECUPERATOARE DE CĂLDURĂ Recuperatoarele cu tevi netede de oţel, au suprafaţa de schimb de căldură formată din fascicule de ţevi drepte, putând să circule atât prin interiorul ţevilor, cât şi prin exteriorul lor. Acest tip de recuperatoare se foloseşte, în special, la cuptoarele pentru care temperatura gazelor de ardere, a căror căldură este recuperată, nu depăşeşte 600 C. In figura.00 se prezintă un recuperator prevăzut cu patru treceri ale aerului montat pe canalul vertical de evacuare a gazelor de ardere dintr-un cuptor de tratament termic. Aerul circulă prin interiorul ţevilor, care pot avea diamentrul

137 37 de -5 mm, funcţionând după schema echicurent-curent încrucişat faţă de gazele de ardere. Fig..00 Recuperator cu ţevi netede din oţel Pentru a evita încovoierea datorită dilatărilor termice, lungimea ţevilor nu va depaşi 0,8-0,9 m. Un asemenea recuperator poate preîncălzi aerul până la temperatura de C, atunci când temperatura gazelor de ardere la intrarea în acesta este de C. Pentru a se proteja ţevile din zona de intrare a gazelor de ardere s-a utilizat schema de circulaţie echicurent-curent încrucişat, în acest fel în zona de intrare în aparat, unde temperatura gazelor de ardere este maximă, aerul va avea temperatura minimă. Dezavantajele principale ale acestui tip de recuperator constau în: - limitarea dimensiunilor la care se execută; - obţinerea de valori relativ mari pentru suprafaţa de încălzire raportată la unitatea de căldură transmisă; - preîncălzirea aerului la temperaturi relativ mici; - necesitatea funcţionării la temperaturi relativ scăzute, pentru gazele de ardere la intrarea în recuperatoare, chiar dacă se execută din oţeluri termorezistente. Recuperatoarele cu proeminenţe aciculare se execută din fontă prin turnare. Proeminenţele, care pot fi situate pe suprafaţa interioară în contact cu

138 38 Echipamente şi instalaţii termice aerul preîncălzit şi pe suprafaţa exterioară în contact cu gazele de ardere, pe lângă faptul că măresc suprafaţa de încălzire, măresc turbulenţa fluidelor gazoase, ceea ce îmbunătăţeşte sensibil condiţiile de schimb de căldură, crescând însă pierderile de presiune. Elementele de recuperare cu proeminenţe aciculare în formă de picături sunt tipizate, fiind prevăzute cu flanşe la cele două capete, prin care se realizează asamblarea la cutiile de admisie şi evacuare ale aerului (fig..0). Fig..0 Recuperator construit din opt elemente cu proieminenţe aciculare, având două treceri Recuperatoarele aciculare nu se construiesc, de obicei cu mai mult de patru treceri. Frecvent, se utilizează construcţia cu două treceri care asigură preîncălzirea aerului până la cca C, atunci când temperatura gazelor de ardere la intrarea în suprafaţa recuperatorului este de C. dacă este necesară preîncălzirea aerului până la C, se utilizează recuperatoarele cu o singură trecere. Folosirea unui număr mare de elemente montate în paralel, micşorează sensibil, etanşeitatea recuperatorului. Recuperatoarele din tuburi de fontă cu proeminenţe aciculare au o eficienţă termică mărită; ele, însă, necesită execuţie îngrijită pentru evitarea creşterii exagerate a pierderilor de presiune gazodinamice. Recuperatoarele tip termobloc se utilizează, în special, la cuptoarele mici de forjă, la care arderea nu se termină în cuptor şi la care alte tipuri de recuperatoare ar avea o durată de funcţionare mai redusă. De obicei, termoblocurile constau din două fascicule de tuburi sau canale dispuse perpendicular, care sunt solidarizate între ele prin intermediul unei carcase metalice, în care se toarnă fontă topită. Prin unul din fascicule circulă gazele de

139 39 ardere, iar prin celălalt aerul care se preîncălzeşte. Separarea acestor fluide este perfectă, fapt care permite şi preîncălzirea gazelor combustibile. Pentru trecerea gazelor de ardere, fonta turnată în carcasă este străbătută de nişte canale ale căror axe de simentrie sunt perpendiculare pe direcţia după care este orientat fascicolul de ţevi. Schema de ansamblu a unui astfel de recuperator este prezentată în fig..0. La termoblocurile cu o singură trecere, creşterea dimensiunilor recuperatorului atrage după sine mari dificultăţi în privinţa tehnologiei turnării. De aceea, pentru creşterea debitului şi temperaturii aerului preîncălzit, se construiesc termoblocuri asamblate din mai multe elemente. Aceste elemente pot avea forme diferite. Uneori, pot fi astfel construite, încât asamblându-se alcătuiesc mai multe treceri, ceea ce permite preîncălzirea aerului la temperaturi de peste 300 C, când temperatura gazelor de ardere la intrarea în acestea nu depăşeşte 700 C. Recuperatoarele termobloc se combină, de obicei, cu recuperatoarele aciculare şi mai rar, cu recuparatoarele din tuburi netede de oţel. În aceste situaţii, ele servesc ca secţiuni de protecţie pentru funcţionarea la temperaturi ale gazelor de ardere la intrarea în recuperatorul acicular ce depăşesc valoarea admisibilă. Fig..0. Recuperator monolit de tipul termobloc Deşi recuperatoarele termobloc au o mare durată de utilizare, sunt etanşe, iar construcţia lor este relativ simplă, ele prezintă şi dezavantaje ca: - greutatea raportată la unitatea de căldură transmisă de 3-4 ori mai mare decât la recuperatoarele aciculare; - recuperarea unei părţi relativ mici din căldura conţinută în gazele de ardere, temparatura acestora la ieşirea din aparat fiind de C.

140 40 Echipamente şi instalaţii termice Recuperatoarele prin radiaţie sunt alcătuite, în principiu, din două tuburi de tablă (exterior şi interior), de diametre relativ mari, dispuse concentric, care sunt legate elastic între ele printr-un compensator de dilataţie. Gazele de ardere circulă prin tubul interior, rezistenţa gazodinamică suplimentară introdusă fiind neglijabilă. Fig..03. Recuperator cu radiaţie simplă La recuperatoarele prin radiaţie densitatea fluxului termic maxim 3 q )0 W m este sensibil mai mare ca la recuperatoarele max / 3 convective, la care q 4 m [.3]. Evoluţia formelor max...90 W / constructive ale recuperatoarelor prin radiaţie a suferit în ultimul timp o dezvoltare rapidă, datorită posibilităţilor de a se obţine oţeluri refractare, rezistând la temperaturi de 00 C, fără oxidare sau fluaj. Cu ajutorul acestor aparate, aerul se poate încălzi până la temperatura de C, pentru temperatura gazelor de ardere care intră în recuperatoar de până la 650 C.

141 4 Principalul dezavantaj al recuperatooarelor cu radiaţie unilaterală îl constituie suprafaţa de schimb de căldură limitată. Pentru mărirea acesteia s-au dezvoltat fie recuperatoarele cu radiaţie bilaterală (figura.04), fie recuperatoare cu două drumuri pe partea aerului (recuperatorul clepsidră) (figura.05a) fie cele cu două drumuri pe partea gazelor de ardere (figura.05b). Fig..04. Recuperator cu radiaţie bilaterală Fig..05 Recuperator cu două drumuri a) tip clepsidră; b) cu două drumuri pe partea de gaze de ardere

142 4 Echipamente şi instalaţii termice Montarea verticală a recuperatoarelor prin radiaţie reduce la minim murdărirea suprafeţei de încălzire, indiferent de tipul combustibilului folosit. Întrucât recuperarea căldurii din gazele de ardere se face incomplet este indicată montarea în serie a unui recuperator prin radiaţie cu unul convectiv. Recuperatoarele ceramince se folosesc îndeosebi la temperaturi ridicate. În practică, asemnea recuperatoare sunt utilizate la cuptoarele metalurgice, la cuptoarele pentru topit sticlă şi la cuptoarele adânci. Principalul dezavantaj al recuperatoarelor ceramice îl constituie etanşeitatea scăzută. Aceasta apare chiar de la montaj şi se accentuează pe măsură ce recuperatorul funcţionează. Pierderile de aer infiltrat în gazele de ardere, depind în primul rând de diferenţa între presiunea de pe traseul aerului şi presiunea pe traseul gazelor de ardere..9.. REGENERATOARE DE CĂLDURĂ După modul de funcţionare regeneratoarele de căldură se împart în două mari grupuri: - regeneratoare cu funcţionare intermitentă, la care aerul cald având temperatură variabilă în timp se debitează numai în perioada de răcire a regeneratorului; - regeneratoare cu funcţionare continuă, care debitează continuu aer cald. Regeneratoarele cu funcţionare intermitentă se realizează sub forma unor baterii cu umplutură fixă ceramică, care funcţionează alternativ (figura.06). În perioada de încălzire a umpluturii regeneratorul primeşte căldura de la gazele de ardere, iar în perioada de răcire a acestuia, aerul este preîncălzit primind căldura de la umplutură. Materialul din care sunt construite umpluturile regeneratoarelor ceramice trebuie să îndeplinească următoarele condiţii [.3]: - să dispună de rezistenţă mecanică, chimică şi termică la temperaturi ridicate; - să aibă căldură specifică mare în scopul micşorării greutăţii; - să aibă conductivitate termică ridicată, pentru a se putea mări grosimea cărămizii şi a se micşora volumul regeneratorului. Materialul care se foloseşte frecvent pentru zidăria grilajelor este şamota superioară, stabilă la temperaturi înalte şi la acţiunea gazelor. Regeneratoarele cuptoarelor Martin preîncălzesc, de obicei, aerul de ardere şi combustibilii gazoşi la temperaturi maxime de C când temperatura gazelor de ardere la intrarea în generator este C. Factorul principal care determină alegerea materialului de construcţie a umpluturilor folosite la regeneratoarele cuptoarelor Martin este natura şi compoziţia fizico-chimică a prafului care se evacuează odată cu gazele de ardere.

143 43 Fig..06 Regenerator ceramic vertical Perioadele de încălzire şi răcire durează, de obicei, 0-40 minute. În aceste condiţii, cu toate că este suficientă grosimea cărămizii de 5-40 mm, ea se ia, în general, mm. Uneori, pentru a se asigura o mare rezistenţă, se utilizează o grosime a cărămizii şi mai mare care poate ajunge până la mm. Principalul dezavantaj al acestui tip de regeneratoare îl constituie faptul că temperatura de preîncălzire a aerului este variabilă în timp, fiind maximă la începutul perioadei de răcire a umpluturii, iar apoi scade. Regeneratoarele cu pat fix de bile reprezintă o variantă îmbunătăţită a regeneratoarelor ceramice cu umplutură din cărămizi fasonate. Forma sferică a bilelor refractare permite obţinerea unor suprafeţe de schimb de căldură de peste 00 m /m 3 umplutură. Datorită acestui avantaj, regeneratoarele cu pat fix de bile au fost intens cercetate, fiind realizate cuptoare cu arzătoare regenerative la care perioada de comutare a regeneratoarelor este de ordinul secundelor, temperatura de preîncălzire a aerului fiind practic constantă în timp. Umplutura din bile măreşte turbulenţa agentului gazos, intensificând transferul de căldură către şi de la bile. Pentru aceeaşi temperatură de preîncălzire a acerului, investiţiile sunt mult mai mici ca la celelalte regeneratoare ceramice. Deoarece rezistenţa hidraulică a stratului de bile este considerabil mai mare este necesar să se realizeze secţiuni mari de trecere pentru fluidele gazoase şi înălţimi mici ale stratului de bile. De aceea, o caracterisitică distinctivă a regeneratoarelor cu pat fix de bile este înălţimea mică a acestora.

144 44 Echipamente şi instalaţii termice Regeneratoarele cu funcţionare continuă se pot realiza cu umplutură rotativă sau cu umplutură mobilă [.9]. În figura.07 este reprezentat schematic un generator metalic cu axul de rotaţie vertical, funcţionând continuu. Acesta se compune dintr-un rotor acţionat de motorul electric printr-o demultiplicare importantă, astfel ca turaţia rotorului să fie n =...5 rot/min. În cazurile practice, puterea motorului de acţionare este redusă, 0,5-5 kw. Aerul intră în regenerator prin racordul 3, iar gazele de ardere prin racordul 4, traseul acestor fluide fiind separate prin peretele despărţitor 5 prevăzut cu dispozitiv de etanşare. Suprafaţa de schimb de căldură, alcătuită din table de oţel netede şi ondulate cu grosimea 0,6-, mm, este montată în compartimente practicate pe scheletul rotorului. Aceste table constituie aşa numita umplutură. Prin învârtirea rotorului, în timp ce o parte a suprafeţei de schimb de căldură primeşte căldură de la gazele de ardere şi se încălzeşte, cealaltă parte se răceşte când căldura înmagazinează aerul care se încălzeşte. Fig.07 Regenerator metalic cu axul de rotaţie vertical Este foarte important ca separarea între circuitele de aer şi gaze de ardere din regenerator să se facă cât mai bine. Dispozitivele de etanşare perfecţionate nu permit scăpări mai mari de 0% din debitul de aer intrat. Acestea funcţionează fără frecări, cu jocuri la - mm, sunt reglabile în timpul funcţionării şi posedă o rezistenţă mecanică mare. Creşterea infiltrărilor de aer în gazele de ardere necesită mărirea consumului de energie, atât la ventilatorul de aer, cât şi la exhaustorul de tiraj, datorită creşterii debitelor fluidelor gazoase vehiculate. Regeneratoarele cu funcţionare continuă se pot realiza şi sub forma unor aparate cu pat mobil de bile (figura.08) sau de material granulat (figura.09), fie în varianta cu strat fluidizat (figura.0). În toate cele trei variante aparatul este împărţit în două camere: în cea superioară umplutura (bile ceramice

145 45 sau material granulat) se încălzeşte primind căldura de la gazele de ardere, iar în cea inferioară aerul se preîncălzeşte preluând căldura de la umplutură. Fig..08 Regenerator cu pat mobil de bile - camera superoară; - bile refractare 3 - focar; 4 - strangulare; 5 - camera inferioară; 6 - circuitul de retur Fig..09 Regenerator cu pat mobil de material granulat - camera superioară; - material granulat; 3 - camera inferioară; 4 - gâtuire; 5- circuit de retur

146 46 Echipamente şi instalaţii termice Fig..0 Regenerator cu strat fluiidizat - camera superioară; - ventil de reglare a înălţimii stratului fluidizat; 3 - camera inferioară; 4- strangulare; 5 - retur..9.3 PARTICULARITĂŢI ALE CALCULULUI TERMIC.9.3. RECUPERATOARELE DE CĂLDURĂ Recuperatoarele sunt schimbătoare de căldură cu funcţionare continuă deci metodele lor de calcul sunt cele prezentate în paragraful., aplicate pentru soluţiile constructive specifice Una dintre particularităţile calculului coeficientului global de schimb de căldură îl constituie faptul că gazele de ardere transmit căldura atât prin convecţie cât şi prin radiaţie. Coeficientul de transfer de căldură prin radiaţie de la gazele de ardere la peretele recuperatorului se poate determina, într-o primă aproximaţie, din relaţia [.45]: ' 4 4 p g Tg T ps r g 5, 67 A g W / m C; Tg T ps (.33) ' 0, 5, (.34) p p unde: T g şi T ps reprezintă temperaturile absolute ale gazelor de ardere şi suprafeţei peretelui care primeşte căldura, în K; g şi p - factorii de emisie ai gazelor de ardere şi peretelui recuperatorului.

147 47 Dacă pe porţiunea de recuperator unde se determină coeficientul temperaturile T g şi r g T ps variază sensibil, în calcule se vor lua valorile medii ale acestora. Factorul de emisie al gazelor de ardere fără particule în suspensie se determină în funcţie de conţinutul acestora în CO şi H O, de grosimea efectivă medie l a stratului radiant de gaze provenite din ardere şi de temperatura acestora. Se poate considera că [.5]:, (.35) g CO HO g unde: CO reprezintă factrul de emisie al bioxidului de carbon; H O - factorul de emisie convenţional al vaporilor de apă; - factorul de corecţie pentru presiunea parţială a vaporilor de apă; - factor de corecţie care ţine seama că g energia radiată de bioxidul de carbon este absorbită parţial de vaporii de apă şi invers. Pentru gazele de ardere, corecţia g este mică, de aproximativ -3% şi se ia în consideraţie numai în calcule foarte precise. Factorul CO se determină din figura. pentru o anumită valoare a temperaturii gazelor de ardere şi a produsului p CO l. Fig.. Variaţia factorului de emisie al CO în funcţie de temperatură,

148 48 Echipamente şi instalaţii termice pentru diverse valori p CO l. Mărimea pco reprezintă presiunea parţială a bioxidului de carbon care se găseşte în gazele de ardere. Grosimea efectivă l are valori diferite, dependente de forma spaţiului în care este cuprins gazul. Valorile acestui parametru se dau în tabelul.4. Tabelul.4 Valorile grosimii efective l pentru diferite forme ale apaţiului ocupat de gaz Forma volumului de gaz Dimensiunea caracteristică d Factor care multiplică pe d pentru a se obţine l Cilindru cu lunginea infinită Diametrul 0,90 Cilindru drept având înălţimea egală cu Diametrul 0,7 diamentrul bazei, radiaţia către centrul bazei Idem, radiaţia către întreaga Diametrul 0,60 suprafaţă laterală a cilindrului Spaţiu cuprins între două plane paralele de suprafaţă infinite Spaţiu exterior unui fascicul de ţevi cu diametrul d e, având pasul transversal s şi pasul longitudinal s pentru: s s d e s 7 7 s d e Analog cu 3, CO Distanţa dintre plane Diametrul Diametrul,8 s s 87, d e s s, 8 d e 4, 0, 6 se calculează şi O. În figura. sunt prezentate curbele de variaţie ale factorului H O în funcţie de temperatura gazelor de ardere, pentru valori constante ale produsului p H O l. Mărimea p H O reprezintă presiunea parţială a vaporilot de apă din gazele de ardere. Factorul de corecţie se determină din figura.3. Atunci când gazele de ardere conţin particule fine solide în suspensie, factorul de emisie g este mai mare decât valoarea dată de relaţia (.35). H

149 49 În acest caz, pentru calculul coeficientului r g se poate utiliza, de asemenea, formula (.33), dacă factorul g se calculează din relaţia: kps Z p l e (.36) g unde: p g p p (.37) H O CO Fig.. Factorul de emisie convenţional al vaporilor de apă 0, 8, 6 ph O Tg k 0, 38 (.38) p 000 s l Z 0, 4E T g 3 (.39) p d p

150 50 Echipamente şi instalaţii termice Fig..3 Factorul de corecţie în care: E reprezintă un factor de corecţie adimensional, variind între 0, şi 0,, în funcţie de natura suspensiilor solide, care este dependentă, în special de combustibilul ars; - masa particulelor solide de praf dintr-un m 3 gaze de p ardere, în g/m 3 ; p - masa specifică a prafului, în g/m 3 ; d p - diamentrul echivalent al particulelor de praf, în. În formula (.36) grosimea efectivă l se exprimă în m REGENERATOARE CERAMICE CU FUNCŢIONARE INTERMITENTĂ În cazul unui regenerator ceramic care lucrează intermitent, diagramele T f şi T f S se trasează atât pentru perioada de încălzire a mediului de acumulare (umpluturii), cât şi pentru perioada de răcire a acestuia (figura.4). Pentru calculul termic al regeneratoarelor ceramice folosite la cuptoare sunt cunoscute, de obicei următoarele mărimi: - debitul D a, compoziţia, temperaturile iniţială ' T a şi finală " T a ale aerului sau combustibilului gazos preîncălzit în regenerator; - viteza aerului, respectiv a combustibilului gazos w a şi viteza gazelor de ardere w g care circulă în regenerator; - grosimea cărămizii, sistemul de înzidire al grilajului, precum şi proprietăţile fizice ale materialului cărămizii; - durata perioadelor de încălzire, respectiv răcirea regeneratorului.

151 5 Fig..4 Diagrama variaţiei temperaturii în lungul suprafeţei şi în timp, pentru regeneratorul ceramic real. Din figura.4 se poate întocmi bilanţul termic pentru perioadele elementare d de încălzire şi de răcire ale mediului de acumulare (grătarului). În cazul perioadei de încălzire, bilanţul termic are forma: ' " dq S ktmed,d Dgcg T g Tg d GgrcgrdTgr (.40) în care, în afara notaţiilor deja folosite: G gr reprezintă masa grătarului, în kg; c gr - căldura specifică a materialului din care este confecţionat grătarul, în J/kg C; S - suprafaţa de încălzire, în m ; dtgr - creşterea temperaturii grătarului în timpul elementar d, în C; k- coeficientul global de transfer de căldură în peroada de încălzire, în W/m C. Ţinând seama de variaţiile temperaturii în lungul suprafeţei şi în timp, prezentate în figura.4 se poate scrie pentru perioada de încălzire: ' Tmax Tg Tgr (.4) " Tmin Tg Tgr şi prin urmare: ' " Tg Tg Tmed,. (.4) ' Tg Tgr ln " T T g gr

152 5 Echipamente şi instalaţii termice Din egalitatea termenilor doi şi trei ai relaţiei (.40), în care se înlocuieşte valoarea lui t med, cu cea din expresia (.4) se obţine: ks Dgcg, (.43) ' Tg Tgr ln T T de unde: T T " g " Sk g T gr D ' g T gr şi prin urmare: T " g gr e g c g gr S k ' D g g c T T e g gr (.44) T (.45) Din egalitatea ultimilor doi termeni ai relaţiei (.40), în care se înlocuieşte expresia lui t " g din (.45) se obţine: Sk ' D c Dgcg T g Tgr g g e d GgrcgrdTgr Separând variabilele, se poate scrie: Sk dt D c gr g g g g e D c d ' Tg Tgr Ggrc gr Prin integrarea expresiei (8.4) în limitele: pentru iar pentru de la o la, se obţine: T gr de la gr i T, la (.46) (.47) T,, gr f în care: T ln T (.48) reprezintă temperatura grătarului la începutul perioadei de ' Sk, g Tgr i Dgcg g D c g e ' g Tgr, f Ggrcgr T gr, i şi T gr, f încălzire (la 0 ), respectiv la sfârşitul perioadei de încălzire (la ). Din relaţia (8.5) se poate scoate expresia suprafeţei de încălzire S, în cazul calculului termic de proiectare, sub forma: Dgcg S ln (.49) ' k Ggrcgr Tg Tgr, i ln ' D c T T g g g gr, f sau expresia perioadei de încălzire sub forma:

153 53 ' Tg Tgr, i ln ' Tg Tgr, f Sk D gcg D g c e g G grcgr (.50) În cazul peroadei de răcire, bilanţul elementar de căldură va avea forma: " ' dq SkTmed,d GgrcgrdTgr Daca T a Ta d (.5) în care: S reprezintă suprafaţa de răcire a regeneratorului, în m ; k - coeficientul global de transfer de căldură în perioada de răcire, în W/m C. În mod similar, pentru S şi se obţin relaţiile: Daca S ln, (.5) ' k Ggrcgr Tgr, i Ta ln ' D c T T a a gr, f ' Tgr, i Ta ln ' Tgr, f Ta. (.53) Sk D aca D a c a e G grcgr a

154 54 Echipamente şi instalaţii termice.0. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU CONTACT DIRECT.0.. TIPURI CONSTRUCTIVE Schimbătoarele de căldură cu contact direct sunt caracterizate de absenţa suprafeţei de schimb de căldură, agenţii termici intrând în contact direct, realizându-se deobicei şi un transfer de masă. În majoritatea cazurilor, acestea sunt aparate cu funcţionare continuă. Aplicaţiile acestor aparate se regăsesc cu precădere în industriile chimice, petrochimice, metalurgice, ş.a. cum ar fi: transport pneumatic sau transport de particule prin intermediul unui fluid; reacţii de natură chimică prin intermediul straturilor fluidizate sau a sistemelor disperse în curgere; transferul de masă combinat cu transferul de căldură (exemplu: distilarea) ; răcirea gazelor umede sub temperatura de rouă. Avantajul principal al transferului de căldură prin contact direct este evident legat de dispariţia riscurilor de depuneri şi coroziune, la care se adaugă pierderi de presiune reduse, suprafeţe de interfaţă ajustabile şi coeficienţi buni de transfer de căldură. Apar însă diverse probleme specifice cum ar fi compatibilitatea fizicochimică a fluidelor (imiscibilitate, inerţie chimică) şi separarea lor după schimbul de căldură. Se disting două mari categorii de schimbătoăre de căldură cu contact direct: cu amestec sau cu barbotare. În cazul schimbătoarelor de căldură de contact direct cu amestec agenţii termici vin în contact direct în prezenţă interfeţei, transferul de căldură între cele două medii realizându-se prin aceasta. Din punct de vedere constructiv schimbătoarele de căldură cu amestec se pot împărţi în următoarele grupe [.8]: coloane sau camere fără umplutură, în care lichidul este pulverizat într-un gaz, deobicei umed (figura.5a); aparate în cascada (scrubere), care au în interior o serie de plăci orizontale sau înclinate, care forţează lichidul ca în drumul lui să treacă şicanat de pe o placă pe alta (figura.5b); coloane cu umplutură (figura.5c), în care contactul între cei doi agenţi termici se realizează pe suprafaţa umpluturii (figura.6);

155 55 aparate cu jet (figura.5d), în care încălzirea apei se realizează cu ajutorul aburului folosit fie ca fluid motor, fie ca fluid antrenat; aparate peliculare sau scrubere peliculare (figura.5e), în care apa se poate încălzi cu ajutorul aburului până aproape de temperatura de saturaţie a aburului; aparate cu spumă folosite, în special, pentru captarea din gaze a prafului hidrofob (figura.5f). Fig..5. Tipuri de schimbătoare de căldură cu amestec a cameră fără umplutură; b aparat în cascadă; c coloană cu umplutură; d aparat cu jet; e scruber pelicular; f aparat cu spumă într-o treaptă; g aparat cu spumă în trei trepte; duză; - ţevi pentru distribuirea apei; 3 plăcile care formează cascada; 4 umplutură; 5, 6 ajutajele primei şi celei de a doua trepte ale amestecătorului cu jet; 7 pompă; 8 ventilator centrifugal; 9 ventilator axial; 0 motor electric; suprafeţe cilindrice concentrice; separator de umiditate; 3 încălzitor pentru aer; 4 corpul schimbătorului; 5 grătar; 6 închizător hidraulic; 7 prag.

156 56 Echipamente şi instalaţii termice Fig..6. Diverse tipuri de umplutură a inel Rasching aşezate dezordonat; b inele cu şicane; b, c inele cu şicane; d sfere; e umplutură elicoidală; f umplutură în formă de scaun; g umplutură în formă de reţea. Schimbătoare de căldură cu barbotare (cu contact direct volumic) sunt caracterizate de introducerea forţată a unui agent în masa celuilalt. Principiul constă în injectarea sub formă dispersă a unui fluid (faza dispersată), sub acţiunea gravităţii, într-un mediu contiuu (faza continuă) de fluid aflat în circulaţie sau reapus. Faza continuă este gazoasă sau lichidă iar cea dispersă este un gaz, un lichid sau un solid. Suprafaţa de schimb de căldură S disponibilă depinde de diametrul particulelor, d, şi de coeficientul de reţinere, care caracterizează volumul de fluid dispersat, prezent în aparat la un moment dat. Se defineşte astfel aria suprafeţei interfaze a ca raportul dintre suprafaţa de schimb de căldură S şi volumul V al mediului continuu: S 6 a (.54) V d În cazul unui contact lichid-lihchid, valori uzuale ale aria suprafeţei interfaciale a sunt de aproximativ 500 m /m 3. Indiferent de natura fazelor dispersate şi continue, calitate transferului de căldură este în principal dictat de hidrodinamica procesului. Trebuie astfel asigurată o bună repartiţie a fazei dispersate şi trebuie evitată recircularea pentru conservarea unei bune eficacităţi a transferului de căldură.

157 57 Separarea fazelor este simplă în cazul dispersiei unei faze solide într-un gaz ca şi în cel a unei dispersii lichid-lichid datorită diferenţei de greutate specifică. Separarea devine mai complicată când faza dispersată este solidă iar faza continuă lichidă, fiind necesar în acest caz utilizarea, de exemplu, a unei site sau a unei centrifuge. Dintre aplicaţiile schimbătoarelor de căldură cu contact direct amintim următoarele: turnurile de răcire de la centralele termoelectrice (vezi cap.3): în acest sistem, apa caldă este dispersată la partea superioară a unui turn, intrând în contact cu aerul ce circulă în contacurent, care se umidifică; în acest caz, transferul de căldură este însoţit şi de transfer de masă; recuperatoare de căldură de la aerul umed evacuat din instalaţiile de uscare; recuperatoare de caldură de la gazele de ardere, care asigură şi reţinerea prafului sau gudroanele din acestea ; generatoarele de vapori cu contact direct: un lichid cald ce constuie faza continuă transmite căldura fazei dispersate care vaporizează. Vaporii pot fi generaţi de la o sursă de joasă sau medie temperatură cum ar fi o resursă energetică secundară sau de la o sursă geotermală, pentru producerea de electricitate sau desalinizarea apei de mare; producţia de bile de gheaţă, generate prin dispersia apei într-un curent de azot gazos rece, după care se realizează o răcire bruscă în azot lichid pentru decapare şi decontaminare..0..bilantul TERMIC AL SCHIMBATOARELOR DE CALDURA CU CONTACT DIRECT Pentru întocmirea bilanţului termic considerăm că în schimbător intră un gaz umed, cu umiditatea d [kg/kg g.us ], debitul de M [kg g.us /s] şi temperatura T şi i un lichid (de obicei apa) cu debitul W i şi temperatura T wi. In urma transferului de căldură şi masă, la ieşirea din aparat umiditatea şi temperatura gazului devin d e, respectiv T ge, iar temperatura apei T we. Debitul de apă care va părăsi aparatul va fi : We Wi M u d i de. [kg/s] (.55) Cu aceste notaţii bilanţul termic este : u gi

158 58 Echipamente şi instalaţii termice unde : M h W c T M h W c T Q [W] (.56) u i i pw wi u e e hi şi h e sunt entalpiile gazului umed la intrarea şi ieşirea din aparat: hi cgutgi dihvi, (.57) h c T d h, e gu ge e ve unde: cgu este căldura specifică a gazelor uscate, în kj/(kg.k) ; h vi, h ve entalpiile vaporilor de apă la temperaturile T gi,respectiv T ge,in kj/kg, Qma - pierderile de caldură în mediul ambient, în W. In cazul scruberelor pentru răcirea gazelor pierderile de căldură în mediul ambiant sunt neglijabile, din ecuaţia bilanţului termic putând determina debitul de apă care se poate încălzi în aparat: W i pw we ma, c gu T gi Tge di hi c pwtwe de he c pwtwe. M u [kg/s] (.58) T T we Temperatura apei la ieşirea din scruber nu poate depăşi temperatura termometrului umed a gazelor T, valoarea optimă recomandată fiind [. ] : um W 0, i T we Tum. (.59) M u Temperatura gazelor la ieşire trbuie să fie c mai coborâtă pentru a realiza o recuperare maximă. In cazul curgerii în contracurent gazele pot fi răcite teoretic până la temperatura cu care apa intră în aparat T, laechicurent, temperatura limită de răcire este T we. Fluxul termic transmis în schimbător este: Q W c W c i pw e pw T T M d d M h h we T we W c wi i pw u T wi i Se poate defini un flux termic specific, raportat la kg de gaze uscate: u u wi e u wi i e (.60) Q Wec pwtwe Wic pwtwi q hi he (.6) M M

159 TRANSFERUL DE CALDURA SI REGIMUL HIDRAULIC AL SCRUBERELOR CU UMPLUTURA Ecuaţia transferului de căldură într-unschimbător de căldură cu amestec se poate scrie sub forma : unde : Q k S T k V T (.6) S V S u med V u med, k, k sunt coeficienţii globali de transfer de căldură în aparat de suprafaţa, respectiv volumic, în W/(m K),respectiv W/(m 3 K) ; S, respectiv volumul umpluturii, în m,respectiv m 3 ; temperatură. Tmed V u u -suprafaţa, - diferenţa medie de Diferenţa medie de temperatură se calculează în funcţie de tipul curgerii cu relaţiile (.4) sau (.5). Pentru calculul coeficientului global de transfer de căldură se utilizează criteriul lui Kirpicev [.] : unde : e k d S e Ki, (.63) g d este diametrul echivalent al umpluturii, în m; termică a gazelor, în W/(mK). g -conductivitatea Pentru determinarea criteriului lui Kirpicev se poate utiliza relaţia criterială [.]: 0,7 0,7 0,33 Ki 0,0Re Re Pr, (.64) g l g unde : Re g 4wg0 / g f este criteriul Reynolds pentru gaze ; Rel Hd e / l - criteriul Reynolds pentru lichid ; Prg -criteriul Prandtl pentru gaze ; H 3600W / F - densitatea de stropire, în m 3 /(m h) ; W i - debitul de apă la i l intrarea în scruber, în kg/s ; F- suprafaţa secţiunii aparatului, în m ;,,, -viscozitatea cinematică, respectv densitaea gazului, respectiv g g l l lichidului, în m /s, respectiv kg/m 3 ; f- suprafaţa de transfer de căldură a unităţii de volum al umpluturii, în m /m 3 ; d e 4v / f -diametrul echivalent al umpluturii ; v -volumul liber al umpluturii, în m 3 /m 3 ; wg0 - viteza gazelor în suprafaţa fără umplutură a aparatului, in m/s.

160 60 Echipamente şi instalaţii termice Pentru scruberele cu umplutură din inele Rasching, pentru calculul coeficientului global de schimb de căldură se recomandă utilizarea relaţiei [.68] : k o,8 0,7 6 gu wg0 gu H,50 [W/(m K)] (.65) 0,5 0,3 0,8 0,7 f v gu l unde :,, sunt conductivitatea termică,densitatea, respective viscozitatea gu gu gu dinamică a gazelor uscate, în W/(mK), kg/m 3,respective kg.s/m. Legătura între coeficienţii globali de transfer de căldură de suprafaţă si volum este : k. (.66) V fk S Caracteristicile specifice ale câtorva tipuri de umpluturi sunt prezentate în tabelul.5 Tabelul.5 Caracteristicile umpluturilor Tipul şi dimensiunile umpluturii,,mm Inele Rasching ceramice (aşezate neregulat): 5x5x 5x5x3 35x35x4 50x50x5 Suprafaţa specifică f m /m Volumul liber v m /m 3 0,70 0,74 0,78 0,785 Greutatea specifică kg/m Diametrul echivalent d e m , ,035 Inele Rasching ceramice (aşezare ordonată) 50x50x5 80x80x8 00x00x ,735 0,7 0, ,07 0,036 0,048 Bucăţi de cocs: ,53 0,55 0, ,08 0,06 0,055 Bucăţi de cuarţ : Grătar de lemn 0x00x0 0x00x ,37 0,43 0,46 0,55 0, ,0 0,00 0,044 0,0 0,04

161 6 0x00x30 4 0,77 0 0,063 Plasă metalică 60 0, ,04 Inele cu şicane ceramice (aşezare dezordonată) : 5x5x3 35x35x4 50x50x ,74 0,76 0, ,03 0,08 0,06 Pentru realizarea unui bun transfer de căldură şi de masă este necesară o densitate de stropire uniformă şi suficientă şi o bună corelaţie între debitul de lichid şi viteza gazelor care curg în contacurent cu lichidul. O densitate de stropire insuficientă nu asigură udarea în întregime şi formarea unui film de lichid pe toată suprafaţa umpluturii diminuându-se astfel suprafaţa de transfer a aparatului.o densitate de stropire prea mare face ca o parte din lichid să nu mai formeze o peliculă pe umplutură, să inunde aceasta şi să curgă sub formă de şuviţe sau picaturi. Limitele recomandate pentru densitea de stropire sunt [.] : H H min max 0,f, (4 6) H min. [m 3 /(m h)] (.67) Pentru determinarea pierderilor de presiune la curgerea gazelor printr-un scruber cu umplutură uscată (în absenţa apei) se pot utiliza următoarele relaţii : umplutura din inele sau bucăţi aşezte neregulat - regim laminar de curgere (Re g <70) : 00 gwg0 g pus h ; [mm col. apă] (.68) gde v - regim turbulent (Re g <7000): 0, 7,6 gwg0 g pus h ; [mm col. apă] (.69) 0,,8 gde v - regim turbulent (Re g >7000):,3 gwg0 pus h, [mm col. apă] (.70) gdev unde: h este înălţimea umpluturii, în m. umplutura din inele sau reţea de lemn aşezate ordonat - regim turbulent :,65 0,375 g wg g v, 37 pus h 0,787 0, (.7),375,65 gde v fz unde:z-numărul de rânduri de umplutură/inele pe metru înălţime de

162 6 Echipamente şi instalaţii termice umplutură ; 0 - raportul între secţiunea liberă maximă şi minimă a umpluturii : - pentru umplutura reţea din scânduri de lemn : a b 0 ; (.7) - pentru inele aşezate ordonat : d ex 0, (.73) d in unde :a este spaţiu dintre scănduri, in m ; b- grosimea scândurii, în m; d ex,,d in -diametrul exterior, respective interior al inelelor, in m. Pierderile de presiune pentru umplutura umedă sunt mai mari decât pentru cea uscată, daturită prezenţei peliculei de lichid care micşorează secţiunea de curgere. Ele se pot calcula cu relaţia [.] : p um p us, 0,04u, (.74) unde : u este densitatea de stropire, în m 3 /(m h)., Puterea necesară pentru circulaţia gazului prin scruber va fi: M g p P. [kw] (.75) g v.0.4 CALCULUL TERMIC AL SCRUBERELOR CU UMPLUTURA Pentru calculul termic al acestor aparate se utilizează următoarele date de intrare: debitul de gaz uscat M us, în kg/s ; conţinutul de umiditate a gazelor la intrarea în aparat d i, în kg/kg gu ; temperatura gazelor la intrarea şi iesirea din aparat T gi, Tge, în C ; temperatura lichidului la intrarea în schimbător T wi, în C. Principalele etape ce trebuiesc parcurse sunt :. Determinarea conţinutului de umiditate al gazului la ieşirea din aparat, presupunând că la temperatura T,acesta este saturat în umiditate : ge

163 63 d unde : Rv e Rgu pmax, (.76) Rv p pmax 848/ este constanta gazelor pentru gazele uscate ; Rgu gu 848 / constanta gazelor pentru vaporii supraâncălziţi de apă ; gu v masa moleculară a gazelor uscate ( pentru aer 8,95) ; masa moleculară a vaporilor ( 8,06) ; au v p-presiunea gazului în aparat, în bar ; p max - temperatura de saturaţie a apei la T ge.. Determinarea temperaturii termometrului umed pentru gaze T um, ca limita superioară de preâncălzire a apei. Pentru aceasta se va scrie bilanţul termic al aparatului în momentul saturării gazelor cu umiditate, când se consideră ca lichidul a atins temperatura termometrului umed. Calculul este iterativ, alegându-se o valoare pentru T um şi verificându-se bilanţul termic. 3. Se determină temperatura apei la ieşirea din aparat T we cu relaţia (.59) şi debitul de apa preâncălzit W cu relaţia (.58). 4. Debitul volumic real de gaz care circulă prin aparat la temperatura şi presiunea medie se poate calcula cu relaţia : M gu gud m 73Tgm p0 V, gu 0,805 [m 3 /s] (.77) 73 p unde : d m, T gm sunt continutul de umiditate,respective temperatura gazelor; p,p 0 presiunea din aparat,respective presiunea atmosferică, in bar. 5. Pentru scruberele cu umplutură se recomandă ca valoarea densitaţii de stropire să fie în limitele calculate cu relaţia.67, iar viteza gazelor în secţiunea liberă să fie în intervalul w g0 =-3m/s. Secţiunea aparatului poate fi determinată cu două relaţii : v F 3600W i, [m ] (.78) H l w g 0 Vv F. [m ] (.79) Rezultă ca trebuie ca între mărimile caracteristice ale aparatului să existe egalitatea :

164 64 Echipamente şi instalaţii termice Wi l Hv. (.80) V 3600w g 0 In cazul în care egalitatea nu poate fi respectată cu valorile recomandate pentru H si w g0, se va alege o schemă de funcţionare a aparatului cu recircularea gazelor. 6. Calculul coeficientului global de schimb de căldură de suprafaţă se face cu una dintre relaţiile prezentate in paragraful.0.3. Calculând diferenţa medie de temperatură pentru curgerea în contracurent, rezultă suprafaţa necesară pentru umplutură : Q Su [m ] (.8) kstmed 7. Se determină în final dimensiunile geometrice ale aparatului : volumul umpluturii V U, înălţimea umpluturii h si diametrul aparatului D : Su 3 VU 4 VU m ; h m; D Fm. (.8) f F

165 65.0. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU CONTACT DIRECT.0.. TIPURI CONSTRUCTIVE Schimbătoarele de căldură cu contact direct sunt caracterizate de absenţa suprafeţei de schimb de căldură, agenţii termici intrând în contact direct, realizându-se deobicei şi un transfer de masă. În majoritatea cazurilor, acestea sunt aparate cu funcţionare continuă. Aplicaţiile acestor aparate se regăsesc cu precădere în industriile chimice, petrochimice, metalurgice, ş.a. cum ar fi: transport pneumatic sau transport de particule prin intermediul unui fluid; reacţii de natură chimică prin intermediul straturilor fluidizate sau a sistemelor disperse în curgere; transferul de masă combinat cu transferul de căldură (exemplu: distilarea) ; răcirea gazelor umede sub temperatura de rouă. Avantajul principal al transferului de căldură prin contact direct este evident legat de dispariţia riscurilor de depuneri şi coroziune, la care se adaugă pierderi de presiune reduse, suprafeţe de interfaţă ajustabile şi coeficienţi buni de transfer de căldură. Apar însă diverse probleme specifice cum ar fi compatibilitatea fizicochimică a fluidelor (imiscibilitate, inerţie chimică) şi separarea lor după schimbul de căldură. Se disting două mari categorii de schimbătoăre de căldură cu contact direct: cu amestec sau cu barbotare [.4]. În cazul schimbătoarelor de căldură de contact direct cu amestec agenţii termici vin în contact direct în prezenţă interfeţei, transferul de căldură între cele două medii realizându-se prin aceasta. Din punct de vedere constructiv schimbătoarele de căldură cu amestec se pot împărţi în următoarele grupe [.9]: coloane sau camere fără umplutură, în care lichidul este pulverizat într-un gaz, deobicei umed (figura.5a); aparate în cascada (scrubere), care au în interior o serie de plăci orizontale sau înclinate, care forţează lichidul ca în drumul lui să treacă şicanat de pe o placă pe alta (figura.5b); coloane cu umplutură (figura.5c), în care contactul între cei doi agenţi termici se realizează pe suprafaţa umpluturii (figura.6);

166 66 Echipamente şi instalaţii termice aparate cu jet (figura.5d), în care încălzirea apei se realizează cu ajutorul aburului folosit fie ca fluid motor, fie ca fluid antrenat; aparate peliculare sau scrubere peliculare (figura.5e), în care apa se poate încălzi cu ajutorul aburului până aproape de temperatura de saturaţie a aburului; aparate cu spumă folosite, în special, pentru captarea din gaze a prafului hidrofob (figura.5f). Fig..5. Tipuri de schimbătoare de căldură cu amestec a cameră fără umplutură; b aparat în cascadă; c coloană cu umplutură; d aparat cu jet; e scruber pelicular; f aparat cu spumă într-o treaptă; g aparat cu spumă în trei trepte; duză; - ţevi pentru distribuirea paei; 3 plăcile care formează cascada; 4 umplutură; 5, 6 ajutajele primei şi celei de a doua trepte ale amestecătorului cu jet; 7 pompă; 8 ventilator centrifugal; 9 ventilator axial; 0 motor electric; suprafeţe cilindrice concentrice; separator de umiditate; 3 încălzitor pentru aer; 4 corpul schimbătorului; 5 grătar; 6 închizător hidraulic; 7 prag.

167 67 Fig..6. Diverse tipuri de umplutură a inel Rasching aşezate dezordonat; b inele cu şicane; b, c inele cu şicane; d sfere; e umplutură elicoidală; f umplutură în formă de scaun; g umplutură în formă de reţea. Schimbătoare de căldură cu barbotare (cu contact direct volumic) sunt caracterizate de introducerea forţată a unui agent în masa celuilalt. Principiul constă în injectarea sub formă dispersă a unui fluid (faza dispersată), sub acţiunea gravităţii, într-un mediu contiuu (faza continuă) de fluid aflat în circulaţie sau reapus. Faza continuă este gazoasă sau lichidă iar cea dispersă este un gaz, un lichid sau un solid. Suprafaţa de schimb de căldură S disponibilă depinde de diametrul particulelor, d, şi de coeficientul de reţinere, care caracterizează volumul de fluid dispersat, prezent în aparat la un moment dat. Se defineşte astfel aria suprafeţei interfaze a ca raportul dintre suprafaţa de schimb de căldură S şi volumul V al mediului continuu: S 6 a (.54) V d În cazul unui contact lichid-lihchid, valori uzuale ale aria suprafeţei interfaciale a sunt de aproximativ 500 m /m 3 [.3]. Indiferent de natura fazelor dispersate şi continue, calitate transferului de căldură este în principal dictat de hidrodinamica procesului. Trebuie astfel

168 68 Echipamente şi instalaţii termice asigurată o bună repartiţie a fazei dispersate şi trebuie evitată recircularea pentru conservarea unei bune eficacităţi a transferului de căldură. Separarea fazelor este simplă în cazul dispersiei unei faze solide într-un gaz ca şi în cel a unei dispersii lichid-lichid datorită diferenţei de greutate specifică. Separarea devine mai complicată când faza dispersată este solidă iar faza continuă lichidă, fiind necesar în acest caz utilizarea, de exemplu, a unei site sau a unei centrifuge. Dintre aplicaţiile schimbătoarelor de căldură cu contact direct amintim următoarele: turnurile de răcire de la centralele termoelectrice (vezi cap.3): în acestsistem, apa caldă este dispersată la partea superioară a unui turn, intrând în contact cu aerul ce circulă în contacurent, care se umidifică; în acest caz, transferul de căldură este însoţit şi de transfer de masă; recuperatoare de căldură de la aerul umed evacuat din instalaţiile de uscare; recuperatoare de caldură de la gazele de ardere, care asigură şi reţinerea prafului sau gudroanele din acestea ; generatoarele de vapori cu contact direct: un lichid cald ce constuie faza continuă transmite căldura fazei dispersate care vaporizează. Vaporii pot fi generaţi de la o sursă de joasă sau medie temperatură cum ar fi o resursă energetică secundară sau de la o sursă geotermală, pentru producerea de electricitate sau desalinizarea apei de mare; producţia de bile de gheaţă, generate prin dispersia apei într-un curent de azot gazos rece, după care se realizează o răcire bruscă în azot lichid pentru decapare şi decontaminare..0..bilantul TERMIC AL SCHIMBATOARELOR DE CALDURA CU CONTACT DIRECT Pentru întocmirea bilanţului termic considerăm că în schimbător intră un gaz umed, cu umiditatea d [kg/kg g.us ], debitul de M [kg g.us /s] şi temperatura T şi i un lichid (de obicei apa) cu debitul W i şi temperatura T wi. In urma transferului de căldură şi masă, la ieşirea din aparat umiditatea şi temperatura gazului devin d e, respectiv T, iar temperatura apei T we. Debitul de apă care va părăsi aparatul va fi : ge We Wi M u d i de. [kg/s] (.55) Cu aceste notaţii bilanţul termic este [.3]: u gi

169 69 unde : M h W c T M h W c T Q [W] (.56) u i i pw wi u e e hi şi h e sunt entalpiile gazului umed la intrarea şi ieşirea din aparat: hi cgutgi dihvi, (.57) h c T d h, e gu ge e ve unde: cgu este căldura specifică a gazelor uscate, în kj/(kg.k) ; h vi, h ve entalpiile vaporilor de apă la temperaturile T gi,respectiv T ge,in kj/kg, Qma - pierderile de caldură în mediul ambient, în W. In cazul scruberelor pentru răcirea gazelor pierderile de căldură în mediul ambiant sunt neglijabile, din ecuaţia bilanţului termic putând determina debitul de apă care se poate încălzi în aparat: W i pw we ma, c gu T gi Tge di hi c pwtwe de he c pwtwe. M u [kg/s] (.58) T T we Temperatura apei la ieşirea din scruber nu poate depăşi temperatura termometrului umed a gazelor T, valoarea optimă recomandată fiind [.3 ] : um W 0, i T we Tum. (.59) M u Temperatura gazelor la ieşire trbuie să fie c mai coborâtă pentru a realiza o recuperare maximă. In cazul curgerii în contracurent gazele pot fi răcite teoretic până la temperatura cu care apa intră în aparat T, laechicurent, temperatura limită de răcire este T we. Fluxul termic transmis în schimbător este: Q W c W c i pw e pw T T M d d M h h we T we W c wi i pw u T wi i Se poate defini un flux termic specific, raportat la kg de gaze uscate: u u wi e u wi i e (.60) Q Wec pwtwe Wic pwtwi q hi he. (.6) M M

170 70 Echipamente şi instalaţii termice.0.3 TRANSFERUL DE CALDURA SI REGIMUL HIDRAULIC AL SCRUBERELOR CU UMPLUTURA Ecuaţia transferului de căldură într-unschimbător de căldură cu amestec se poate scrie sub forma : unde : Q k S T k V T (.6) S V S u med V u med, k, k sunt coeficienţii globali de transfer de căldură în aparat de suprafaţa, respectiv volumic, în W/(m K),respectiv W/(m 3 K) ; S, respectiv volumul umpluturii, în m,respectiv m 3 ; temperatură. Tmed V u u -suprafaţa, - diferenţa medie de Diferenţa medie de temperatură se calculează în funcţie de tipul curgerii cu relaţiile (.4) sau (.5). Pentru calculul coeficientului global de transfer de căldură se utilizează criteriul lui Kirpicev [.] : unde : e k d S e Ki, (.63) g d este diametrul echivalent al umpluturii, în m; termică a gazelor, în W/(mK). g -conductivitatea Pentru determinarea criteriului lui Kirpicev se poate utiliza relaţia criterială [.]: 0,7 0,7 0,33 Ki 0,0Re Re Pr, (.64) g l g unde : Re g 4wg0 / g f este criteriul Reynolds pentru gaze ; Rel Hd e / l - criteriul Reynolds pentru lichid ; Prg -criteriul Prandtl pentru gaze ; H 3600W / F - densitatea de stropire, în m 3 /(m h) ; W i - debitul de apă la i l intrarea în scruber, în kg/s ; F- suprafaţa secţiunii aparatului, în m ;,,, -viscozitatea cinematică, respectv densitaea gazului, respectiv g g l l lichidului, în m /s, respectiv kg/m 3 ; f- suprafaţa de transfer de căldură a unităţii de volum al umpluturii, în m /m 3 ; d e 4v / f -diametrul echivalent al umpluturii ; v -volumul liber al umpluturii, în m 3 /m 3 ; wg0 - viteza gazelor în suprafaţa fără umplutură a aparatului, in m/s.

171 7 Pentru scruberele cu umplutură din inele Rasching, pentru calculul coeficientului global de schimb de căldură se recomandă utilizarea relaţiei [.3] : k o,8 0,7 6 gu wg0 gu H,50 [W/(m K)] (.65) 0,5 0,3 0,8 0,7 f v gu l unde :,, sunt conductivitatea termică,densitatea, respective viscozitatea gu gu gu dinamică a gazelor uscate, în W/(mK), kg/m 3,respective kg.s/m. Legătura între coeficienţii globali de transfer de căldură de suprafaţă si volum este : k. (.66) V fk S Caracteristicile specifice ale câtorva tipuri de umpluturi sunt prezentate în tabelul.5[.3]. Tabelul.5 Caracteristicile umpluturilor Tipul şi dimensiunile umpluturii,,mm Inele Rasching ceramice (aşezate neregulat): 5x5x 5x5x3 35x35x4 50x50x5 Suprafaţa specifică f m /m Volumul liber v m /m 3 0,70 0,74 0,78 0,785 Greutatea specifică kg/m Diametrul echivalent d e m , ,035 Inele Rasching ceramice (aşezare ordonată) 50x50x5 80x80x8 00x00x ,735 0,7 0, ,07 0,036 0,048 Bucăţi de cocs: ,53 0,55 0, ,08 0,06 0,055 Bucăţi de cuarţ : ,37 0,43 0, ,0 0,00 0,044 Grătar de lemn 0x00x0 00 0,55 0 0,0

172 7 Echipamente şi instalaţii termice 0x00x0 65 0, ,04 0x00x30 4 0,77 0 0,063 Plasă metalică 60 0, ,04 Inele cu şicane ceramice (aşezare dezordonată) : 5x5x3 35x35x4 50x50x ,74 0,76 0, ,03 0,08 0,06 Pentru realizarea unui bun transfer de căldură şi de masă este necesară o densitate de stropire uniformă şi suficientă şi o bună corelaţie între debitul de lichid şi viteza gazelor care curg în contacurent cu lichidul. O densitate de stropire insuficientă nu asigură udarea în întregime şi formarea unui film de lichid pe toată suprafaţa umpluturii diminuându-se astfel suprafaţa de transfer a aparatului.o densitate de stropire prea mare face ca o parte din lichid să nu mai formeze o peliculă pe umplutură, să inunde aceasta şi să curgă sub formă de şuviţe sau picaturi. Limitele recomandate pentru densitea de stropire sunt [.] : H H min max 0,f, (4 6) H min. [m 3 /(m h)] (.67) Pentru determinarea pierderilor de presiune la curgerea gazelor printr-un scruber cu umplutură uscată (în absenţa apei) se pot utiliza următoarele relaţii [.3] : umplutura din inele sau bucăţi aşezte neregulat - regim laminar de curgere (Re g <70) : 00 gwg0 g pus h ; [mm col. apă] (.68) gde v - regim turbulent (Re g <7000): 0, 7,6 gwg0 g pus h ; [mm col. apă] (.69) 0,,8 gde v - regim turbulent (Re g >7000):,3 gwg0 pus h, [mm col. apă] (.70) gdev unde: h este înălţimea umpluturii, în m. umplutura din inele sau reţea de lemn aşezate ordonat - regim turbulent :,65 0,375 g wg g v, 37 pus h 0,787 0, (.7),375,65 gde v fz unde:z-numărul de rânduri de umplutură/inele pe metru înălţime de

173 73 umplutură ; 0 - raportul între secţiunea liberă maximă şi minimă a umpluturii : - pentru umplutura reţea din scânduri de lemn : a b 0 ; (.7) - pentru inele aşezate ordonat : d ex 0, (.73) d in unde :a este spaţiu dintre scănduri, in m ; b- grosimea scândurii, în m; d ex,,d in -diametrul exterior, respective interior al inelelor, in m. Pierderile de presiune pentru umplutura umedă sunt mai mari decât pentru cea uscată, daturită prezenţei peliculei de lichid care micşorează secţiunea de curgere. Ele se pot calcula cu relaţia [.] : p um p us, 0,04u, (.74) unde : u este densitatea de stropire, în m 3 /(m h)., Puterea necesară pentru circulaţia gazului prin scruber va fi: M g p P. [kw] (.75) g v.0.4 CALCULUL TERMIC AL SCRUBERELOR CU UMPLUTURA Pentru calculul termic al acestor aparate se utilizează următoarele date de intrare: debitul de gaz uscat M us, în kg/s ; conţinutul de umiditate a gazelor la intrarea în aparat d i, în kg/kg gu ; temperatura gazelor la intrarea şi iesirea din aparat T gi, Tge, în C ; temperatura lichidului la intrarea în schimbător T wi, în C. Principalele etape ce trebuiesc parcurse sunt :. Determinarea conţinutului de umiditate al gazului la ieşirea din aparat, presupunând că la temperatura T,acesta este saturat în umiditate : ge

174 74 Echipamente şi instalaţii termice d unde : Rv e Rgu pmax, (.76) Rv p pmax 848/ este constanta gazelor pentru gazele uscate ; Rgu gu 848 / constanta gazelor pentru vaporii supraâncălziţi de apă ; gu v masa moleculară a gazelor uscate ( pentru aer 8,95) ; masa moleculară a vaporilor ( 8,06) ; au v p-presiunea gazului în aparat, în bar ; p max - temperatura de saturaţie a apei la T ge.. Determinarea temperaturii termometrului umed pentru gaze T um, ca limita superioară de preâncălzire a apei. Pentru aceasta se va scrie bilanţul termic al aparatului în momentul saturării gazelor cu umiditate, când se consideră ca lichidul a atins temperatura termometrului umed. Calculul este iterativ, alegându-se o valoare pentru T um şi verificându-se bilanţul termic. 3. Se determină temperatura apei la ieşirea din aparat T we cu relaţia (.59) şi debitul de apa preâncălzit W cu relaţia (.58). 4. Debitul volumic real de gaz care circulă prin aparat la temperatura şi presiunea medie se poate calcula cu relaţia : M gu gud m 73Tgm p0 V, gu 0,805 [m 3 /s] (.77) 73 p unde : d m, T gm sunt continutul de umiditate,respective temperatura gazelor; p,p 0 presiunea din aparat,respective presiunea atmosferică, in bar. 5. Pentru scruberele cu umplutură se recomandă ca valoarea densitaţii de stropire să fie în limitele calculate cu relaţia.67, iar viteza gazelor în secţiunea liberă să fie în intervalul w g0 =-3m/s. Secţiunea aparatului poate fi determinată cu două relaţii : v F 3600W i, [m ] (.78) H l w g 0 Vv F. [m ] (.79) Rezultă ca trebuie ca între mărimile caracteristice ale aparatului să existe egalitatea :

175 75 Wi l Hv. (.80) V 3600w g 0 In cazul în care egalitatea nu poate fi respectată cu valorile recomandate pentru H si w g0, se va alege o schemă de funcţionare a aparatului cu recircularea gazelor. 6. Calculul coeficientului global de schimb de căldură de suprafaţă se face cu una dintre relaţiile prezentate in paragraful.0.3. Calculând diferenţa medie de temperatură pentru curgerea în contracurent, rezultă suprafaţa necesară pentru umplutură : Q Su [m ] (.8) kstmed 7. Se determină în final dimensiunile geometrice ale aparatului : volumul umpluturii V U, înălţimea umpluturii h si diametrul aparatului D : Su 3 VU 4 VU m ; h m; D Fm. (.8) f F

176 76 Echipamente şi instalaţii termice.. DEPUNERILE ÎN SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ... NOŢIUNI FUNDAMENTALE... CLASIFICAREA DEPUNERILOR Depunerile, în forma cea mai generală, reprezintă acumularea unor materiale solide pe o suprafaţă. În cazul schimbătoarelor de căldură suprafaţa pe care se formează depunerile este suprafaţa de schimb de căldură, gradientul de temperatură existent în această zonă având o influenţă atât asupra mecanismului de formare a depunerilor, cât şi asupra efectului acestora asupra funcţionării aparatului. Depunerile pot fi clasificate după diferite criterii, însă cea mai utilizată clasificare este făcută în funcţie de mecanismul lor de formare, putând distinge [.5]: - depuneri de particule; - depuneri încrustate; - depuneri prin coroziune; - depuneri biologice; - depuneri prin reacţii chimice; - depuneri prin solidificare. Depunerile de particule sunt datorate particulelor în suspensie transportate de agenţii termici care, la trecerea prin aparat se depun pe suprafaţa de schimb de căldură a acestuia. Aceste particule pot fi, de exemplu produse de coroziune generate înainte de schimbătorul de căldură, cenuşă sau alte particule solide din gazele de ardere. Depunerile încrustate sunt formate în general din depozite de materiale cristaline provenind din soluţii lichide. Un exemplu tipic de depunere încrustată îl constituie carbonatul de calciu din apa industrială. În apropierea suprafeţei de transfer de căldură cu temperatură ridicată, lichidul devine suprasaturat în săruri şi acestea se depun pe suprafaţă sub forma unei depuneri dure şi aderente. Depunerile prin coroziune sunt rezultate ale unor reacţii chimice sau electrochimice între suprafaţa de transfer de căldură şi agenţii termici care circulă prin aparat. Depunerile biologice sunt datorate dezvoltării microorganismelor (bacterii, alge sau ciuperci) care formează un film la contactul cu suprafaţa de schimb de căldură. Depunerile prin reacţii chimice sunt obţinute în urma unor reacţii chimice care au loc în apropierea suprafeţei de transfer de căldură, produsele solide obţinute în urma reacţiilor depunându-se pe aceasta. Domeniile caracteristice pentru acest tip de depuneri îl reprezintă industria petro-chimică (cracarea termică a hidrocarburilor grele) sau industria alimentară (pasteurizarea laptelui).

177 77 Depunerile prin solidificare apar în cazul formării unui strat de gheaţă pe suprafaţa de schimb de căldură răcită sau a unui depozit a unui component cu temperatură înaltă de topire dintr-un lichid în contact cu o suprafaţă rece (depuneri de hidrocarburi parafinice). De cele mai multe ori depunerile formate în schimbătoarele de căldură nu sunt de un singur tip, apărând o combinare a depunerilor prezentate anterior. Astfel, în schimbătoarele răcite cu apă depunerile pot fi de particule încrustate, datorită coroziunii şi biologice. În perioada iniţială poate predomina un tip de depuneri, favorizând apoi apariţia şi dezvoltarea celorlalte tipuri.... REZISTENŢA TERMICĂ A DEPUNERILOR Valoarea coeficientului global de schimb de căldură în cazul depunerilor este (fig..7) k gl m K Rdi Rde, (.83) k gl W unde : k g este coeficientul global de schimb de căldură în absenţa depunerilor, în W/(m.K); R di, Rde - rezistenţele termice ale depunerilor pe suprafaţa interioară, respectiv exterioară. Fig..7. Variaţia temperaturii printr-o suprafaţă cu depuneri.

178 78 Echipamente şi instalaţii termice Analitic rezistenţa termică a depunerilor se poate calcula cu relaţia : R d md d d, m K W, (.84) unde : md - este masa depunerilor pe unitatea de suprafaţă, în kg/m ; d, d - densitatea, respectiv conductivitatea termică a depunerilor, în kg/m 3, respectiv W/(m. K). Bilanţul masic al depunerilor după Kern şi Seaton [.39] se poate exprima prin diferenţa între viteza masică de formare a depunerilor şi cea de reantrenare a acestora R : D dm d d D R d d drd d (.85)...3. EVOLUŢIA ÎN TIMP A DEPUNERILOR Evoluţia în timp a depunerilor se poate desfăşura după una dintre curbele din figura.8. Fig..8. Variaţia în timp a rezistenţei depunerilor. Evoluţia A este o dreaptă caracterizată de ecuaţia: R d k, (.86) unde: k este rata de creştere a rezistenţei depunerilor.

179 79 Acest tip de creştere caracterizează depunerile dure şi aderente, viteza de formare a depunerilor D este constantă şi nu există reantrenare, ( R = 0) sau diferenţa între D şi R este constantă. O serie de vaporizatoare pot avea o astfel de caracteristică de creştere a depunerilor, mai ales în faza iniţială. Evoluţia B este de tip exponenţial : R d R e, (.87) unde: R este valoarea asimptotică a rezistenţei depunerilor, în m K/ W; - constantă ce depinde de proprietăţile sistemului. În acest caz viteza de depunere D este constantă, iar cea de reantrenare R este proporţională cu grosimea depunerilor. Evoluţia asimptotică caracterizează în general depunerile "mari", fragile, care se desprind relativ uşor sub acţiunea vitezei fluidului. Evoluţia C, în dinţi de fierăstrău, este cea mai apropiată de realitate, forma sa fiind datorată desprinderii bruşte, în pachete, a unei părţi din depuneri. Mecanismul de formare al depunerilor poate fi descompus în cinci faze cronologice: - Faza iniţială reprezintă perioada funcţionării aparatului curat fără ca să se observe apariţia depunerilor; - Transferul de particule către perete sub acţiunea difuziei turbulente, forţelor inerţiale şi câmpului termic. - Adeziunea particulelor la suprafaţa de transfer de căldură datorită forţelor de adeziune datorate atracţiei moleculare (forţele Van der Walls), forţelor electrice sau capilare. - Reantrenarea particulelor depuse este datorată în special forţelor de frecare între fluidul în curgere şi stratul de depuneri. Dacă forţele aerodinamice sunt superioare celor de adeziune reantrenarea se produce prin eroziune. Reantrenare unor pachete mai mari de depuneri este datorată ruperilor datorită coeziunii insuficiente în stratul de depuneri. - Îmbătrânirea depunerilor are ca efect o schimbare de origine chimică sau cristalină a compactităţii stratului de depuneri putându-se observa fie o consolidare, fie o fărâmiţare a structurii acestuia.... MECANISMUL FORMĂRII DEPUNERILOR Pentru înţelegerea mai bună a factorilor care influenţează formarea depunerilor şi a căilor de limitare a acestui fenomen, vom analiza în continuare

180 80 Echipamente şi instalaţii termice mecanismul de formare a diferitelor tipuri de depuneri, fără a se pierde însă din vedere că în realitatea industrială depunerile sunt în cele mai multe cazuri mixte. Nu se va analiza în acest paragraf depunerea prin solidificare, care reprezintă un caz foarte specific, cu o manifestare limitată.... DEPUNERILE DE PARTICULE Majoritatea agenţilor termici utilizaţi în schimbătoarele de căldură transportă particule în suspensie sub formă de aerosoli sau hidrosoli, cu dimensiuni între câteva fracţiuni şi câţiva zeci de microni. Transferul către perete al acestor particule se poate face prin mai multe mecanisme, schematizate în figura.9.5. Fig..9 Mecanismul depunerii aerosolilor în conducte. Depunerea prin difuzie browniană se manifestă, în general, pentru particule cu dimensiuni inferioare a 0,0 µm. Sedimentarea datorită greutăţii se poate manifesta pentru sistemele orizontale şi relativ statice pentru particule cu dimensiuni de peste µm. Impactul sub efectul forţei centrifuge apare în coturi, în special în zonele de recirculare şi depinde de inerţia particulei.

181 8 Difuzia termică (termoforeza) apare în cazul existenţei unui gradient de temperatură în fluid, şocul molecular fiind mai intens pe partea caldă decât pe cea rece a particulei. Apare astfel o deplasare a particulei spre regiunea în care fluidul este mai rece. Astfel, la un recuperator de căldură particulele din gazele de ardere se vor deplasa datorită termoforezei către suprafaţa de schimb de căldură mai rece, favorizând depunerile pe aceasta. Forţele electrice pot avea o oarecare importantă pentru particulele cu dimensiuni mai mici de 0, µm. În cazul depunerii prin difuzie turbulentă, viteza de depunere a particulelor este funcţie de timpul de relaxare (timpul necesar unei particule cu viteză iniţială nulă să atingă 63 % din viteza sa de cădere liberă în mediul respectiv presupus în repaus). S-au evidenţiat trei regimuri de depunere 0.4: un prim regim controlat de difuzie, cu o viteză constantă de depunere, un al doilea regim de viteză crescătoare controlate de interacţiunea între inerţia particulelor şi turbulentă şi un al treilea regim la care inerţia devine preponderentă şi la care viteza depunerilor devine uşor descrescătoare. Particulele care ajung la perete se fixează pe acesta datorită fortelor de atracţie moleculară (forţele Van der Walls), forţelor electrostatice şi capilare. Reantrenarea eventuală a particulelor depuse pe perete are loc când forţele de forfecare care acţionează asupra lor depăşesc forţele de adeziune şi eventual, cele de greutate. Este evident că factorul cel mai important în reantrenare îl constituie viteza, existând, pentru un tip de suprafaţă dată (în funcţie de adeziunea peretelui), o valoare a numărului Reynold pentru care începe procesul de reantrenare.... DEPUNERILE ÎNCRUSTATE Depunerile încrustate (tartru) se prezintă sub forma unui strat aderent, dur pe suprafeţe, în general, metalice. Principalii constituenţi ai depunerilor încrustate sunt : carbonatul de calciu CaCO 3 (calcit, aragonit), sulfatul de calciu (anhidru, semianhidru, gips), hidroxidul de magneziu, silicatul de calciu CaSiO 3, silicatul de magneziu MgSiO 3, ferosilicatul de sodiu, silico-aluminatul de sodiu, bioxidul de siliciu SiO. Pentru formarea depunerilor încrustate trebuie reunite două condiţii: - depăşirea limitei de solubilitate a produsului respectiv în agentul termic (aspectul termodinamic); - viteza de depunere să fie suficient de rapidă (aspectul cinetic). În cinetica formării tartrului intervin două procese: nucleaţia şi creşterea cristalină. Formarea de germeni iniţiali de depuneri (nucleaţia) se produce în condiţiile unei suprasaturări locale cu săruri. Ea este un fenomen lent, care este intensificat de creşterea temperaturii şi agitaţiei lichidului.

182 8 Echipamente şi instalaţii termice Creşterea depunerilor dintr-o soluţie se poate considera că se face în două etape succesive: difuzia particulelor către stratul de depuneri şi integrarea lor în reţeaua cristalină. După caz, una dintre etape va fi mai rapidă şi va controla cinetica globală DEPUNERILE PRIN COROZIUNE Depunerile prin coroziune sunt rezultatul unei reacţii chimice sau electrochimice între suprafaţa de schimb de căldură şi agentul termic. Coroziunea chimică a metalelor este procesul de interacţie metal-mediu coroziv care se desfăşoară conform cineticii chimice. În acest caz, oxidarea metalului şi reducerea agentului agresiv se fac în acelaşi loc şi fără schimb de sarcini electrice; produsele de coroziune formându-se direct în zona corodată. Coroziunea electrochimică se produce prin intermediul metalelor lichide conducătoare de electricitate. În acest caz, procesul este însoţit de un curent electric care circulă în interiorul reţelei metalice, sub acţiunea unei diferenţe de potenţial existentă în sistem (figura 0.4). Fig..0. Schema unei celule de coroziune electrochimică. Metalul se descompune la anod sub formă de ioni pozitivi (ex: Fe Fe e ) care se deplasează sub acţiunea forţei electromotoare către catod. Aici ei îşi cedează sarcina electrică luînd parte la o reacţie chimică, în timp ce electronii liberi trec prin metal către catod. Când agentul termic este apă aproape saturată cu oxigen, reacţia catodică esenţială este reducerea oxigenului: H O O 4e 4OH Ionii de hidroxid reacţionează apoi cu cei de fier, producând hidroxidul feros care este usor oxidat formând complexe de oxizi ferici hidrataţi insolubile (pastă

183 83 gelatinoasă maronie care acoperă suprafeţele de fier neprotejate în contact cu apa). Dacă suprafaţa vine în contact cu aerul pasta formată se deshidratează formând oxidul feric (rugina). În funcţie de aspectul (morfologia) degradărilor care apar se pot distinge diferite tipuri de coroziune: în puncte, care este localizată în locuri punctuale restul suprafeţei nefiind corodată; intercristalină, care se manifestă numai între granulele de metal; sub tensiune, care se produce într-o zonă solicitată mecanic; galvanică, care se produce între două metale diferite cu potenţial electrochimic diferit aflate într-un mediu coroziv; biologică, la care metalul este atacat de produse secundare datorate prezenţei micro-organismelor; selectivă, la care un singur component al unui aliaj este atacat, ceea ce are ca efect distrugerea materialului care devine poros şi pierde rezistenţa sa mecanică. Principalii factori care influenţează procesul de coroziune sunt: natura materialului şi agentului termic, condiţiile fizico-chimice (temperatură, presiune, turbulenţă, viteză de curgere etc.) şi starea suprafeţei metalului. Depunerea prin coroziune poate fi un promotor potenţial pentru alte tipuri de depuneri. Produsele de coroziune pot servi ca centre de nucleaţie pentru soluţii suprasaturate la formarea depunerilor încrustate, să fixeze particulele în suspensie sau să reprezinte locul de dezvoltare a micro-organismelor la depunerea biologică DEPUNERILE BIOLOGICE Depunerile biologice sunt datorate dezvoltării micro-organismelor care creează un film la contactul cu suprafaţa de schimb de căldură. Ele sunt datorate la trei tipuri de micro-organisme : bacteriile, algele şi ciupercile. Dezvoltarea bacteriilor este condiţionată de un aport nutritiv (hidrocarburi, amoniac, etc.). Algele se dezvoltă în prezenţa energiei solare care permite fotosinteza, iar ciupercile se dezvoltă cu aport de nutrimente dar mai ales cu schimbările de condiţii fizice ambiante (ph, temperatura, umiditate). Bacteriile sunt celule vii capabile să se hrănească şi să se înmultească în mediul în care ele evoluează. Factorii care influenţează viaţa bacteriilor sunt: - respiraţia, prin care creează energia necesară pentru realizarea metabolismului; - nutriţia, care utilizează în mare cantitate C, H, O, N în stare minerală sau organică; - ph, care pentru o dezvoltare optimă este cuprins între 6,5 şi 7,5; - temperatura, care are o mare influenţă asupra bacteriilor, în funcţie de ea existând: - bacterii mezofile: 0 C < t < 45 C; - bacterii psihrofile: 0 C < t < 5 C;

184 84 Echipamente şi instalaţii termice - bacterii termofile: t > 45 C; - lumina, care intervine în procesul energetic al bacteriilor fotosintetice. Dacă factorii enumeraţi mai sus sunt favorabili, bacteriile se înmulţesc creând depuneri caracteristice pe suprafeţele cu care vin în contact. Dacă unul sau mai mulţi factori sunt defavorabili, bacteriile mor sau se transformă în spori, care la reapariţia condiţiilor favorabile dau naştere unei noi serii de bacterii iniţiale. Algele sunt organisme vii care posedă clorofilă şi se dezvoltă în medii apoase sau foarte umede. Cele mai răspândite alge verzi întâlnite în circuitele de apă de răcire sunt: clorococus, tetraspora, chlamidonas şi ultrothrix. Dintre algele brune, care posedă un schelet silicos, cele mai răspândite sunt diatomeele. Ele pot creea importante depuneri cu aspect nisipos la pipăit care pot cauza înfundări de ţevi. Ciupercile sunt vegetale aerobe care se dezvoltă în medii cu ph =...7. Ele pot fi întâlnite în industria lemnului, hârtiei, la distilări şi rafinării DEPUNERILE PRIN REACŢII CHIMICE Depunerile prin reacţii chimice apar atunci când o reacţie chimică se produce în apropierea suprafeţei de schimb de căldură, produsul solid rezultat în urma reacţiei depunându-se pe aceasta. De cele mai multe ori reacţia este o polimerizare, rezultând un produs solid cu masă moleculară mare. Principiul schemei de reacţie este:. Iniţiere RH Z R HZ Propagare R O ROO ROO RH ROOH R Oprire R R RR ROO R ROOR unde : RH este o moleculă de hidrocarbură; Z - un radical liber provenind din urme chiar infime de ioni metalici şi componenţi sulfuraţi sau azotaţi. Viteza de depunere creşte cu temperatura peretelui după o lege exponenţială şi este intensificată de prezenţa oxigenului sau aerului în fluidul respectiv. Parametrii care influenţează acest tip de depunere sunt: - temperatura fluidului şi peretelui; - presiunea; - compoziţia fluidului; - viteza fluidului; - starea suprafeţei de schimb de căldură; - geometria spaţiului de curgere care influenţează distribuţia temperaturii, vitezei şi concentraţiei la suprafaţă;

185 85 - prezenţa vaporizării care poate intensifica puternic apariţia acestor reacţii şi depuneri. Aspectul fizic al acestor depuneri depinde de temperatură, la temperaturi coborâte ele fiind pulverulente şi uşor de reantrenat, iar la temperaturi ridicate ele devin dure şi cu o creştere lineară în timp INFLUENŢA DEPUNERILOR ASUPRA SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ Prezenţa depunerilor, prin rezistenţa lor termică suplimentară, are ca efect reducerea coeficientului global de schimb de căldură. Raportul între coeficienţii globali de transfer de căldură pentru aparatul cu depuneri k gl şi cel curat k gl este: C H k k gl gl k R gl d (.88) În cazul proiectării unui schimbător de căldură se pune problema dacă el trebuie considerat curat sau nu. Este evident că aparatul va rămâne în stare curată doar o scurtă perioadă de timp după punerea în funcţiune sau după curăţire, în restul vietii sale existând depuneri. Din aceste motive se impune de obicei ca la dimensionarea unui schimbător de căldură să se ţină seama şi de rezistenţa depunerilor. În acest caz va rezulta o mărime a suprafeţei necesare de schimb de căldură: Sd 0 k gl Rd. (.89) S 0 Excesul de suprafaţă datorat depunerilor (figura.) va fi: C S S d S S 0 0 k 0 gl R d C C H H (.90)

186 86 Echipamente şi instalaţii termice Fig... Variaţia excesului de suprafaţă în funcţie de rezistenţa depunerilor. Valorile orientative recomandate pentru coeficientul de exces de suprafaţă sunt.79: C S = 0 % valoarea minimă; C S =5...5 % valoarea uzuală; C S = % valoarea extremă utilizabilă pentru cazuri dificile sau acolo unde pot exista daune extreme dacă schimbătorul nu-şi atinge performanţele. În nici un caz supradimensionarea nu va depăşi 50 %; în astfel de cazuri se vor avea în vedere alte soluţii (curăţare continuă, două schimbătoare în paralel, etc.). În cazul unui aparat proiectat pentru un coeficient global de transfer de căldură K, micşorarea acestuia în timpul funcţionării va avea ca efect o g diminuare a fluxului termic transmis în aparat. În ipoteza că diferenţa medie de temperatură rămâne nemodificată, diminuarea de flux termic datorită depunerilor (figura.) se poate calcula cu relaţia: Q0 Q Q 0 d 0 k gl Rd 0 k R gl d. (.9)

187 87 Fig... Diminuarea fluxului termic cu rezistenţa depunerilor Problema esenţială la proiectarea schimbătoarelor de căldură este stabilirea rezistenţei termice a depunerilor care va fi luată în calcul. Cum aceasta evoluează în timp stabilirea perioadei de timp la care apreciem depunerile de calcul este o problemă tehnico-economică. De obicei însă se iau în calculul valorile asimptotice ale rezistenţei depunerilor R d...4. VALORI ALE REZISTENŢEI DEPUNERILOR RECOMANDATE PENTRU PROIECTAREA SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ Pentru determinarea rezistenţei termice a depunerilor există trei căi ce pot fi observate: a) Utilizarea valorilor indicate de către normele TEMA ("Tubular Exchanger Manufactures Association").79 şi a factorilor de corecţie propuşi de BEAMA ("British Electrical and Allied Manufactures Association").74; b) Utilizarea datelor recomandate de beneficiarul care posedă o experienţă în domeniu; c) Determinarea experimentală a valorilor rezistenţelor depunerilor. Cea mai utilizată metodă este bineînţeles prima, ea având însă o serie de neajunsuri: - tabelele conţin date numai pentru apă sau hidrocarburi;

188 88 Echipamente şi instalaţii termice - nu se ia în considerare influenţa vitezei sau temperaturii agentului termic asupra depunerilor; - valorile sunt date pentru rezistenţa asimptotică sau după o perioadă lungă de exploatare (neprecizată); - metoda tratează fenomenul de depunere ca şi când valoarea rezistenţei recomandate s-a atins imediat, în realitate fenomenul fiind, aşa cum s-a arătat tranzitoriu. În tabelul.6-.8 sunt prezentate valorile rezistenţelor depunerilor recomandate de TEMA. Tabelul.6. Valorile rezistenţei termice a depunerilor pentru apa (norme TEMA). APA R m. K/W R m. K/W Temperatura fluidului primar < 5 C C Temperatura < 50 C > 50 C apei Tipul de apă Viteza apei m/s Viteza apei m/s 0.9 > > 0.9 Apa de mare Apa sălcie Apa de turn tratată netratată Apa de puţ sau mari lacuri Apa de râu minim mediu Apa murdară, de canalizare Apa dură Apa racire motoare Apă distilată Apă tratată pentru cazane Purja cazanelor

189 89 Tabelul.7 Valorile rezistenţei termice a depunerilor pentru diferite fluide industriale (norme TEMA). Natura fluidului [(m K)/W] ULEIURI Păcură Ulei de transformator Ulei ungere motoare Ulei pentru tratamente termice GAZE ŞI VAPORI Gaz Gaz de eşapament de la motoare Vapori de apă (fără ulei antrenat) Vapori de apă (cu ulei antrenat) Vapori de agenţi frigorifici (cu ulei antrenat) Aer comprimat Fluide organice Vapori solvenţi Gaz natural LICHIDE Lichide de răcire Fluide hidraulice Fluide organice Săruri topite Soluţii caustice Uleiuri vegetale Uleiuri sărace Uleiuri bogate Benzină Gaz de sondă lichefiat Combustibil lichid uşor Combustibil lichid greu R d 0, ,0008 0,0008 0, ,008 0,008 0, ,0008 0, , ,0008 0,0008 0,0008 0,0008 0,0009 0,0008 0, , , , ,0008 0,0008 0,0008 0, ,00088 Tabelul.8. Valorile rezistenţei termice a depunerilor pentru petrol (norme TEMA) C Viteza [m/s] C Viteza [m/s] < 0,6 0,6, >, < 0,6 0,6, >, Sec 0, , , , , ,00035 sărat 0, , , , , , C Viteza [m/s] > 60 C Viteza [m/s] < 0,6 0,6, >, < 0,6 0,6, >, Sec 0, , , , , ,00053 sărat 0,0006 0, , ,0000 0,0006 0,00088

190 90 Echipamente şi instalaţii termice Aceste valori pot fi utilizate în special pentru schimbătoare de căldură cu ţevi şi manta la care fluidul cu depuneri circulă prin interiorul ţevilor. În tabelul.9 sunt date şi alte valori pentru rezistenţa termică a depunerilor propuse în.37. Tabelul.9. Rezistenţa termică a depunerilor pentru apă. Apă Apă de râu Apă Apă de turn Apă de mare (zona litoral) Apă de mare (larg) Apă geotermală Apă de răcire cu inhibitori Fluidul Fosfat de calciu Tipul Carbonat de calciu Produse corozive Produse corozive Viteza depunerilor [m/s] Film biologic 8 3 Film biologic,8 5 Temperatura peretelui [ C] ,0005 0, , , ,0005 Rezistenţa termică a depunerilor [m K/W] 0,0005-0,0005 0,0005-0,008 0,009 Silicaţi 70 0,0000 Silicat de zinc..., ,0000-0,0003 Pentru schimbătoarele de căldură cu plăci valorile recomandate de TEMA sau. sunt prea ridicate, unele studii evidenţiind că rezistenţele depunerilor măsurate în schimbătoarele cu plăci sunt până la 4 ori mai mici (figura.3).5. Pentru acest tip de schimbătoare se pot recomanda, sub rezerva unor date experimentale încă insuficiente valorile din tabelul.30. Fig..3. Variaţia excesului de suprafaţă în funcţie de rezistenţa depunerilor.

191 9 Tabelul.30 Rezistenţa termică a depunerilor în schimbătoarele de caldura cu plăci. Agentul termic Apă demineralizată Apă potabilă normală Apă potabilă dură Apă de turn Apă de ocean (estuar) Apă de mare Apă de râu şi puţ Apă de răcire motoare Ulei de ungere Ulei vegetal Solvenţi, produse organice Vapori de apă R d [m K/W] 0,0000 0,0000 0, , , , , , ,0000 0, ,0000 0, ,0000 0, ,0000 Pentru gazele de ardere valorile recomandate pentru rezistenţa depunerilor, în funcţie de combustibilul utilizat, sunt prezentate în tabelul.3. Tabelul.3. Rezistenţa termică a depunerilor pentru gazele de ardere. Natura combustibilului R d [m K/W] Viteza gazului [m/s]

192 9 Echipamente şi instalaţii termice GAZE CURATE (curăţare ne necesară) Gaz natural Propan Butan Turbine cu gaze GAZE CU DEPUNERI MEDII (curăţare eventuală) Păcură (sulf < %) Motor Diesel GAZE CU DEPUNERI MARI (Curăţare obligatorie) Păcură (sulf < 4%) Petrol brut Petrol rezidual Cărbune 0, , ,0007 0, ,0007 0, ,0007 0, , , , ,003 0, ,0064 0, ,0035 0, , PREVENIREA ŞI REDUCEREA DEPUNERILOR ÎN SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ Costurile legate de depunerile în aparatele de transfer de căldură sunt extrem de importante. Pentru a avea o imagine a lor se poate menţiona că în Franţa, de exemplu, costul total al depunerilor în aparatele de transfer de căldură (schimbătoare de căldură, cazane, aparate casnice) este de circa 000 de milioane USD pe an [.7], dintre acestea 40 % aparţinând exclusiv schimbătoarelor de căldură. Rezultă cu claritatea necesitatea unor eforturi pentru prevenirea şi reducerea depunerilor. Aceste acţiuni, care pot fi realizate în fazele de dimensionare, construcţii montaj, funcţionare sau oprire a aparatelor, sunt utilizate în tabelul.3.8. Tabelul.3. Acţiuni pentru limitarea depunerilor în schimbătoarele de căldură. Faza de dimensionare Alegerea tipului de schimbător Alegerea configuraţiei şi Faza construcţii-montaj Asigurarea calităţii de fabricaţie Protecţia la transport şi stocare Faza de funcţionare Menţinerea condiţiilor de funcţionare (temperaturi debite) Penetrarea fluidelor Faza de oprire Demontarea şi curăţarea manuală Curăţare mecanică a depunerilor dure

193 93 geometriei Alegerea condiţiilor de funcţionare (temperaturi debite) Operaţii despălare şi pasivizare Punerea în funcţiune Utilizarea de aditivi Curăţarea continuă Curăţare hidraulică Curăţare chimică..5.. PREVENIREA APARIŢIEI DEPUNERILOR ÎN FAZA DE DIMENSIONARE Alegerea tipului constructiv de schimbătoare de căldură este dictată, de obicei, de considerente de temperatură şi presiune, de compactitate, de costuri, însă, uneori problemele legate de depuneri sau de curăţarea aparatului pot avea un rol determinant. Avantajele şi dezavantajele în privinţa depunerilor a diferitelor tipuri de schimbătoare au fost prezentate în paragrafele anterioare. În aceeaşi fază de proiectare trebuie să se ţină seama şi de o serie de parametrii fizici care pot reduce tendinţa de formare a depunerilor. Printre aceştia se pot menţiona: a) Evitarea zonelor "stagnante" sau cu viteză redusă, în care depunerile se acumulează mai uşor. Astfel, dacă se analizează distribuţia vitezelor în zona şicanelor la un schimbător cu ţevi şi manta (figura.4), se poate observa formarea unor zone cu slabă circulaţie la peretele mantalei, în fata şicanelor.39. Depunerile vor avea tendinţa să se aglomereze în această zonă, în care ţevile vor fi mai slab răcite. Fig..4 Vizualizarea numerică a curgerii exterioare într-un schimbator tubular cu şicane

194 94 Echipamente şi instalaţii termice O altă zonă sensibilă din acest punct de vedere o constituie porţiunea racordurilor de intrare a agenţilor termici în aparat. b) Efectul vitezei asupra depunerilor este important, mărirea acesteia frânând procesul de formare a depunerilor şi accelerând procesul de reantrenare a acestora. Bineînţeles la alegerea vitezei optime de circulaţie a agenţilor termici se va avea în vedere şi influenţa acesteia asupra coeficienţilor de transfer de căldură prin convecţie şi asupra pierderilor de presiune. c) Efectul temperaturii suprafeţei de transfer de căldură asupra depunerilor apare prin accentuarea formării acestora în zonele cu temperatură mai ridicată (puncte fierbinţi), precum şi prin influenţa gradientului de temperatură asupra fenomenului de termoforeză la depunerile de particule. d) Rugozitatea suprafeţei poate favoriza formarea stratului de depuneri în faza iniţială, ulterior rugozitatea suprafeţei fiind, de fapt, rugozitatea stratului de depuneri. e) Materialul suprafeţei de transfer de căldură poate avea o influenţă importantă asupra depunerilor. Pentru reducerea acestora se recomandă oţelul inoxidabil, aliaje de aluminiu sau bazate pe nichel şi titan PREVENIREA FORMĂRII DEPUNERILOR ÎN FAZA DE FABRICARE, MONTAJ ŞI PUNERE ÎN FUNCŢIUNE Una dintre cerinţele principale în faza de fabricaţie a unui schimbător de căldură este asigurarea calităţii, pornind de la calitatea materialului, sudurilor, lipiturilor, etanşărilor până la calitatea pasivizării suprafeţei de transfer de căldură şi protejării sale, în special împotriva coroziunii. La încercările aparatului cu apă sub presiune este important să se respecte calitatea acestei ape, pentru a nu apărea depuneri, în special biologice, încă din această fază. În perioada de început a funcţionării sale, datorită excesului de suprafaţă de schimb de căldură, aparatul nu funcţionează în condiţiile de proiectare, viteza şi coeficienţii de transfer termic fiind ceva mai mici şi temperatura peretelui mai mare. Aceşti factori pot favoriza depunerile dacă nu se iau măsuri speciale PREVENIREA ŞI CURAŢAREA DEPUNERILOR ÎN FAZA DE FUNCŢIONARE În timpul funcţionării aparatelor de transfer de căldură se va urmări, în primul rând, reducerea depunerilor prin tratarea agenţilor termici, iar în cazul în care depunerile sunt inevitabile, sau tratarea este foarte scumpă, se pot prevedea sisteme de curăţare continuă.

195 95 Pentru apă, care este cel mai răspândit agent termic, tratarea chimică, urmăreşte limitarea depunerilor de tartru, a coroziunii şi depunerilor biologice. Pentru evitarea depunerilor încrustate principalele tratamente chimice ale apei, care pot fi avute în vedere sunt: a) Decarbonatare în filtre cu răşini, în care cationii de bicarbonati alcalini din apă sunt schimbaţi prin trecerea peste răşini cationice de tip carboxilic. b) Dedurizarea apei prin trecerea ei printr-un filtru puternic cationic (Na+). c) Decarbonatare cu acizi, asociată cu acţiunea unui inhibitor de coroziune. Aditivarea apei cu un acid tare, H SO4 sau HCl, fixează bicarbonatii în săruri stabile; d) Însămânţarea apei cu germeni de carbonat de calciu, sulfat de calciu sau sulfat de bariu (0..0 g/l), pe care se depune tartrul,acesta fiind apoi uşor de eliminat; e) Inhibitorii de depuneri sunt produse care se injectează în apă în cantităţi extrem de mici (câteva p.p.m) şi care au proprietatea de a evita sau micşora depunerile pe suprafeţele de schimb de căldură. Ca aditivi pot fi utilizati polifosfaţi (săruri de sodiu a acidului polifosforic) sau compuşi organofosforici (fosfonaţi, poliesteri, amino-fosfonaţi, fosfonaţi cu funcţii carboxilice sau polimeri carboxilici).8. Tratamentul chimic împotriva coroziunii utilizează inhibitori de coroziune, care pot fi împărţiţi în trei grupe : - inhibitori anodici care formează un film subţire protector pe zonele anodice dacă sunt introduşi în doze foarte mici sau pe toată suprafaţa dacă doza este mai mare; - inhibitori catodici care produc o polarizare catodică care inhibă reactiile la catozi. Aceşti inhibitori sunt consideraţi mai siguri ca primii, deorece chiar la subdozaj nu permit apariţia coroziunii în puncte; - inhibitori organici, care crează pe suprafaţa protejată un film monomolecular uniform. Pentru protecţia împotriva depunerilor biologice pot fi utilizate, produse oxidante sau neoxidante. Dintre produsele care au o putere oxidantă mare capabilă să distrugă microorganismele cel mai utilizat este clorul, putându-se utiliza şi sub formă de bioxid de clor. Substanţele ne-oxidante pot conţine organo-bromaţi, organo-nitraţi, derivaţi aminici etc. Modul lor de acţiune asupra celulelor vii este de mai multe tipuri: - alterarea permeabilităţii celulelor; - distrugerea peretelui celular; - alterarea naturii coloidale a protoplasmei; - inhibarea activităţii enzimatice. Pentru a obţine o eficienţă bună a tratamentului împotriva depunerilor biologice se recomandă utilizarea alternativă a diferitelor substanţe.

196 96 Echipamente şi instalaţii termice În unele cazuri se poate utiliza, pentru a evita clorinarea, sterilizarea apei cu radiaţii ultraviolete. Pentru prevenirea formării tartrului apa mai poate fi tratată şi electric, magnetic sau cu ultrasunete.8. Aditivarea în scopul reducerii depunerilor se poate utiliza şi la alţi agenţi termici. Astfel injecţia de oxid de magneziu în gazele de ardere permite neutralizarea acizilor cu conţinut ridicat de sulf. Pentru curăţare mecanică continuă a suprafeţei interioare a ţevilor unui schimbător de căldură pot fi utilizate procedeee cu bile, perii sau resoarte. În cazul curăţării cu bile, executate dintr-un cauciuc spongios (figura.5), acestea sunt injectate în amonte de fasciculul de ţevi şi au un diametru uşor superior diametrului interior al ţevilor. Alegerea tipului de bile (diametru, elasticitate) se face în funcţie de tipul suprafeţei şi depunerilor, de nivelul de temperatură şi de condiţiile hidrodinamice. Astfel de sisteme au fost montate pe condensatoarele de abur ale turbinelor din centralele electrice, unde problema depunerilor are mari implicaţii economice. Fig..5. Bile de cauciuc pentru curăţarea continuă. În figura.6 este prezentată schema unui astfel de sistem de curăţare pentru o instalaţie de mare capacitate. Bilele sunt recuperate într-un racord cu grătar şi retrimise în circuit de o pompă, prin intermediul unei ecluze în care se pot înlocui bilele uzate. Un automat programabil comandă secvenţele de spălare a grătarului în functie de presiunea diferenţială în racordul cu grătar. Curăţarea interioară continuă a ţevilor se poate realiza şi cu ajutorul periilor, care se deplasează sub acţiunea fluidului între două "colivii" situate la extremităţile ţevilor (figura.7). O vană automată permite inversarea sensului de curegere în timpul funcţionării la intervale între şi 8 ore. Sistemul este aplicabil la schimbătoare cu ţevi cu diametru între şi 30 mm şi viteza de curgere a apei de minimum 0,6 m/s, pentru a asigura deplasarea periilor. Studiile au arătat că pentru condensatoarele răcite cu apă de râu, prin folosirea acestui sistem, după 0 luni de funcţionare se poate obţine un coeficient global de transfer de căldură dublu, comparativ cu cazul când nu există un sistem de curăţare continuă.47 (figura.8).

197 Fig..6 Sistem de curaţare continuă cu bile de cauciuc.. racord cu grătar;. dispozitiv de măsură a presiunii diferenţiale; 3. pompă reciclaj bile; 4. contor de bile; 5. ecluză pentru bile; 6. control al dimensiunii bilelor; 7. comandă electronică cu automat programabil; 8. ţeava de injecţie pentru bile; 9. bile. 97

198 98 Echipamente şi instalaţii termice Fig..7. Sistem de curăţare continuă cu perii. a) Placa tubulară cu colivii pentru perii; b) Perie; c) Sistem de circulaţie alternativă a periilor. Fig..8. Evoluţia în timp a coeficientului global de transfer de caldura pentru doua ţevi de condensator.

199 99 Un alt procedeu de curăţare mecanică continuă a ţevilor este procedeul cu resort. Dispozitivul este constituit dintr-o spirală metalică în formă de resort întins (figura.9) amplasată în fiecare ţeavă a aparatului, pe toată lungimea ei şi fixată la capete. Sub acţiunea curgerii fluidului care circulă spirala intră în vibraţie şi prin contactul alternativ cu pereţii evită formarea depunerilor. Fig..9. Ţeava cu resort elastic pentru autocurăţare. Spirala, care este executată dintr-un fir metalic cu diametrul între 0,3- mm, pe lângă reducerea cu cca 80 % a depunerilor, realizează şi o intensificare a transferului de căldură prin mărimea turbulenţei. Schimbătoarele de căldură cu plăci la care înălţimea canalului de curgere este de câţiva milimetri sunt sensibile la înfundare prin intrarea între plăci a unor particule de dimensiuni mai mari. Pentru a se evita acest fenomen se introduc sisteme de filtrare a agenţilor termici sau se utilizează procedeul de inversare a debitului.(figura.30) Fig..30. Sistem de curăţire prin inversarea sensului de curgere prin schimbător. a) curgere normala; b) curgere inversată.

200 00 Echipamente şi instalaţii termice Acesta este compus dintr-un ansamblu de vane şi racorduri, comandate automat, cu ajutorul cărora periodic, pentru o perioadă de câteva minute se inversează direcţia de curgere a agentului termic cu depuneri. Sistemul poate fi utilizat pentru îndepărtarea depunerilor puţin aderente. În cazul unor depuneri puternic aderente, cum este cazul fluidelor care pot cristaliza în aparat se pot adapta soluţii speciale de schimbătoare. În figura.3 este prezentat un astfel de schimbător cu lame racloare rotative. Fig..3. Principiul de funcţionare al unui schimbător cu lame racloare. El este compus din mai multe camere concentrice prin care circulă agenţii termici. Camerele prin care circulă agentul care cristalizează sunt prevăzute cu un sistem de lame racloare rotative pe toată înălţimea lor. Curăţarea mecanică continuă a schimbătorelor de căldură care funcţionează cu gaze de ardere se poate realiza cu abur sau aer comprimat, cu apă, prin sablare sau cu unde sonore. Suflarea cu abur sau aer comprimat se realizează prin sisteme de injecţie rotative sau retractabile (fig..3), amplasate în spaţiul dintre ţevi. Alegerea tipului de instalaţie de suflare, presiunea aburului sau a apei, poziţia punctelor de injecţie, dimensiunilor şi unghiului lor se face în funcţie de conţinutul în cenuşă al gazelor, de temperatura acestora şi de soluţia constructivă a schimbătorului. (a)

201 0 (b) Fig..3. Curăţarea prin injecţie de abur. a) sistem rotativ; b) sistem retractabil. În cazul depunerilor solubile în apă, îndepăratarea acestora se poate face prin spălare cu apă rece sub presiune. Pe lângă acţiunea mecanică a apei se adaugă şi şocul termic care poate sparge depunerile aderente la suprafaţă. Spălarea cu apă se poate realiza în periodele de oprire, fie prin izolarea aparatului sau chiar în funcţionarea normală a acestuia prevăzându-se conducte şi drenaje speciale. Pentru depunerile dure aglomerate pe suprafaţa de schimb de căldură se poate utiliza curăţarea cu alice care de cele mai multe ori este completată cu o spălare cu apă, vapori sau aer. (fig..33). Fig..33 Sistem de curăţare cu alice. O metodă utilizată în special pentru cazanele de abur o constituie curăţarea acustică bazată pe utilizarea vibraţiilor sub formă de unde sonore cu o frecvenţă

202 0 Echipamente şi instalaţii termice între 00 şi 400 Hz. Dispozitivul este compus dintr-un număr de emiţătoare sonore, acţionate cu aer comprimat şi o unitate de control automat care declanşează durata emisiilor (5-30 secunde) şi intervalul dintre acestea (0-30 minute). Pentru ca îndepărtarea depunerilor să fie eficientă presiunea sonoră trebuie să depăşească 30 db CURĂŢAREA DEPUNERILOR ÎN PERIOADA DE OPRIRE A SCHIMBĂTOARELOR Curăţarea depunerilor din schimbătoarele de căldură în faza de oprire a acestora se poate realiza mecanic sau chimic. Curăţarea mecanică se realizează cu jet de apă sub presiune sau cu scule speciale. Curăţarea cu jet de apă, combină de obicei acţiunea mecanică a jetului, cu acţiunea termică datorată temperaturii acestuia şi cu o eventuală acţiune chimică a unor detergenţi dizolvanţi în apă. Presiunea apei poate varia de la câteva zeci la câteva sute de bari, existând şi instalaţii speciale destinate acestui scop. În cazul utilizării unor perii, burghie sau molete, în funcţie de consistenţa stratului de depunere, acţionarea acestora se poate realiza electric sau pneumatic cu racorduri speciale elastice. O atenţie deosebită trebuie acordată ca în cursul acestei curăţări extrem de eficiente să nu se afecteze şi suprafaţa metalică a ţevilor. Curăţarea chimică a depunerilor are o serie de avantaje faţă de cea mecanică: - este mai rapidă şi necesită mai puţină manoperă; - se poate realiza în spaţii inaccesibile curăţirii mecanice şi fără demontarea aparatului; - nu afectează mecanic suprafaţa metalului. Curăţarea chimică poate îndepărta majoritatea tipurilor de depuneri, cu excepţia celor ceramice, de carbon dur, de materiale plastice inerte, de cauciuc vulcanizat, latex sau sticlă. În tabelul.33 sunt prezentate cele mai utilizate soluţii chimice pentru curăţarea depunerilor. Tabelul.33 Soluţii chimice utilizate pentru curăţarea chimică.8 Acizi Baze Agenţi Oxidanţi Solvenţi Alţii complecşi clorhidric sodă EDTA pergament aromatici inhibitori caustică de potasiu nitric amoniac gluconaţi bromat de sodiu alifatici agenţi de suprafaţă sulfuric fosfat trisodic nitrit de sodiu cloranţi emulsifianţi antispumanţi dispersanţi florhidric metasilicat hipoclorit biflorură de

203 03 citric de sodiu de sodiu hidrazină formic persuflat de amoniu Nu există o metodă generală de curăţare chimică. În fiecare caz soluţia aleasă trebuie să ţină seama de natura depunerilor şi a materialului suprafeţei de schimb de căldură.

204 04 Echipamente şi instalaţii termice.. INTENSIFICAREA TRANSFERULUI TERMIC ÎN SCHIMBĂTOARELE DE CĂLDURĂ Una dintre principalele cerinţe pentru aparatele cu transfer de căldură o constituie transmiterea fluxului termic impus printr-o suprafaţă de schimb de căldură cât mai mică. Considerând ecuaţia de bază a transferului de căldură, Q KS S t med, se observă că pentru acelaşi flux termic schimbat între cele două fluide din aparat, creşterea coeficientului global de schimb de căldură K S permite fie reducerea ariei suprafeţei de schimb de căldură S, deci diminuarea costului echipamentului, fie reducerea diferenţei medii de temperatură t med, deci diminuarea costurilor de exploatare (reducerea pierderilor exergetice). Intensificarea transferului termic se bazează în special pe mărirea coeficientului global de schimb de căldură. Tot în această categorie intră şi utilizarea suprafeţelor nervurate (extinse) care conduce la realizarea unor aparate mai compacte şi mai ieftine. Orice metodă de intensificare a transferului de căldură pentru a fi adoptată trebuie justificată tehnic şi economic prin considerarea investiţiilor, a costului energiei de vehiculare a fluidelor, a cheltuielilor de exploatare a aparatului, a comportării şi efectelor produse de aparat prin încadrarea sa în instalaţia din care face parte. De exemplu, modificarea geometriei suprafeţei de schimb de căldură prin utilizarea rugozităţilor artificiale este însoţită de creşterea coeficientului local de schimb de căldură şi în consecinţă a coeficientului global de schimb de căldură, însoţită de reducerea suprafeţei necesare de schimb de căldură şi deci a costului aparatului. În acelaşi timp însă apare şi o creştere a coeficientului pierderilor de presiune prin frecare, deci creşterea energiei de pompare şi a cheltuielilor de exploatare. Este obligatorie analiza simultană a celor doi factori şi determinarea pe baza unor calcule de optimizare a soluţiilor ce se justifică a fi aplicate atât din punct de vedere economic dar şi funcţional. Pentru evidenţierea principalelor căi de mărire a coeficientului global de schimb de căldură trebuie pornit de la ecuaţia de bază a transferului de căldură. În tabelul.34 [.45] s-au prezentat câteva cazuri numerice extreme, care evidenţiază următoarele concluzii importante pentru stabilirea strategiei de intensificare a transferului global de căldură:

205 05 Tabelul.34 Efectul diferitelor rezistenţe termice asupra transferului global de căldură Cazul W/(m.K) W/(m.K) mm W/(m.K) k S W/(m.K) % Coeficientul global de transfer de căldură este mai mic decât cel mai mic coeficient de convecţie; În cazul unei diferenţe mari între cei doi coeficienţi de convecţie (două ordine de mărime) coeficientul global de schimb de căldură este determinat numai de cel mai mic coeficient de convecţie, rezistenţa termică conductivă fiind neglijabilă. În acest caz trebuie să intensificăm transferul de căldură pe partea agentului termic cu coeficient de convecţie redus, sau să extindem suprafaţa de schimb de căldură pe această parte; În cazul în care cei doi coeficienţi de convecţie sunt apropriaţi, rezistenţa termică conductivă poate avea o pondere importantă, micşorarea sa prin reducerea grosimii peretelui şi utilizarea unui material cu o conductivitate termică mai mare, putând mări coeficientul global de transfer de căldură. În acest caz trebuie acţionat şi pentru intensificarea convecţiei la ambii agenţi termici.

206 06 Echipamente şi instalaţii termice.. INTENSIFICAREA TRASNFERULUI TERMIC CONVECTIV... METODE DE INTENSIFICARE În prezent există mai multe mecanisme de intensificare a transferului de căldură convectiv monofazic funcţie de tipul curgerii [.]: pentru curgerea laminară, se recomandă intensificarea transferului de masă de la perete la centrul curgerii şi invers. Acest lucru se poate obţine prin utilizarea suprafeţelor ce prezintă schimbări de direcţie (ţevi cu caneluri, plăci ondulate) şi a inserţiilor (Kenics, Heatex, etc.); pentru curgerea turbulentă, rezistenţa termică fiind concentrată în stratul limită din vecinătatea suprafeţei peretelui, se recomandă perturbarea acesteia prin obstacole de mică grosime, amplasate pe perete (nervuri, ţevi cu rugozitate continuă, plăci ondulate), generarea de curgeri secundare (caneluri, inserţii de benzi răsucite), limitarea dezvoltării stratului limită prin utilizarea suprafeţelor discontinue (de exemplu nervuri discontinue) sau prin reducerea diametrului hidraulic. In cazul fierberii principalele căi de intensificare ale transferului de căldură sunt legate de intensificarea procesului de nucleaţie şi de mărirea turbulenţei în masa de fluid. Pentru intensificarea transferului termic la condensare se realizează pe două căi principale : micşorarea grosimii sau ruperea peliculei de condensat şi trecerea de la condensarea peliculară la cea nucleică. Principalele metode de intensificare a transferului de căldură convectiv pot fi clasificate în şase categorii: modificarea naturii suprafeţei de schimb de căldură prin acoperiri cu substanţe speciale; modificarea stării suprafeţei de schimb de căldura (porozitatea şi rugozitatea suprafeţei de schimb de căldură); exinderea suprafeţelor de transfer de căldură prin utilizarea nervurilor; utilizarea generatorilor de turbulenţă ce crează o curgere elicoidală a fluidului; utilizarea generatorilor de turbulenţă ce favorizează amestecarea fluidului în secţiunea transversală; modificarea geometriei suprafeţei de schimb de căldură prin ondulări sau caneluri pentru producerea unui efect capilar. Tabelul.35 sintetizeză domeniile de aplicare a fiecăreia din cele şase metode de intensificare prezentate. Tabelul.35 Domeniile de aplicare a metodelor de intensificare a transferului termic [.6] Metoda de Monofazic Vapori- Conden- Figuri

207 07 intensificare zare sare laminar turbulent Acoperiri - - Acoperiri poroase Rugozitate şi porozitate Acoperiri hidrofobe - - suprafeţe cu structuri poroase integrale plăci ondulate (în special plăci ondulate pentru lichide) - ţevi cu rugozitate continuă Suprafeţe extinse ţevi cu rugozitate discontinuă (rugozitţi de înălţime mare) plăci cu nervuri (în special pentru gaze) ţevi cu rugozitate discontinuă (rugozităţi de înălţime mică) plăci cu nervuri ţevi cu nervuri interioare (în special pentru lichide) ţevi cu nervuri exterioare (înălţimi mici pentru lichide, mari pentru gaze) ţevi cu nervuri exterioare de înălţimi mici

208 08 Echipamente şi instalaţii termice Curgere inserţii de benzi răsucite elicoidală inserţii în formă de stea (cu 5, 6 sau vârfuri) ţevi cu nervuri elicoidale Amestec al fluidului în secţiunea transversală inserţii Kenics inserţii Heatex inserţii cu discuri inserţii cu bile (sfere) inserţii resort (diametru mare al sârmei) inserţii cu benzi răsucite inserţii resort (diametrul mic al sârmei) Suprafeţe cu efect capilar ţevi cu caneluri interne ţevi cu nervuri piramidale ţevi cu caneluri exterioare

209 09... NERVURILE Utilizarea nervurilor pentru intensificarea transferului de căldură este frecvent întalnită în cazul schimbătoarelor de căldură gaz-lichid sau gaz-gaz, acolo unde coeficientul de schimb de căldură local dintre perete şi gazul aflat în general în circulaţie forţată este foarte mic (vezi paragraful.5). În cazul schimbătoarelor de căldură cu plăci şi nervuri, în practică sunt întâlnite diferite geometrii de nervuri [.7] : nervuri netede, care formeaza secţiuni de curgere de formă rectangulară (fig..34a) sau triunghiulară (fig..34b), pentru care corelaţiile de transfer de căldură sunt cele clasice pentru canale netede; nervuri ondulate (fig..34c), care impun un canal de curgere ondulat şi permit ameliorări considerabile ale coeficientului de transfer de căldură; nervuri perforate (fig..34d), ce permit o uşoară ameliorare a transferului de căldură pentru numere Reynolds mai mari ca 000; nervuri discontinue (fig..34e), cu lungimea l cuprinsă în general între 3 şi 6 mm, pentru care există formule generale de calcul al coeficientului de transfer de căldură şi a coeficientului de frecare pentru gaze, funcţie de numărul Stanton şi factorul lui Colburnj [.36]; nervuri cu fante (fig..34f), care conduc la performanţe comparabile cu cele ale nervurilor discontinue. Formulele generale pentru calculul coeficientului de transfer de căldură şi a coeficientului de frecare la gaze pentru aceste nervuri sunt de asemenea exprimate funcţie de numărul lui Stanton şi factorul lui Colburn j [.]. a) b)

210 0 Echipamente şi instalaţii termice c) d) e) f) b grosimea nervurii h înălţimea nervurii l lungimea nervurii h p înălţimea fantei s pasul dintre nervuri l p lungimea fantei t grosimea nervurii s p pasul între fante Fig..34 Plăci cu nervuri (a) nervuri netede cu secţiunea de curgere rectangulară; b) nervuri netede cu secţiunea de curgere triunghiulară; c) nervuri ondulate; d) nervuri perforate; e) nervuri discontinue; f) nervuri cu fante. În cazul schimbătoarelor de căldură cu ţevi cele mai utilizate geometrii de ţevi cu nervuri exterioare sunt : ţevi cu nervuri exterioare circulare netede (fig..35a), obţinute fie prin extrudare, fie prin fixare directă pe ţeavă. Corelaţiile pentru calculul coeficientului de transfer de căldură şi a factorului de frecare sunt diferete pentru nervurile înalte (înălţimi mai mari ca 0 mm) [.54] şi pentru nervuri joase (înălţimi mai mici ca mm) [.53];

211 ţevi cu nervuri exterioare ameliorate: nervuri perforate (fig..35b şi c), nervuri constituite dintr-un fir metalic (fig..35d) şi nervuri aciculare (fig..35e); ţevi cu nervuri exterioare plane continue netede (fig..36a), ondulate (fig..36b) sau cu fante (fig..36c). Aceste geometrii sunt cel mai des întâlnite la bateriile de climatizare. În cazul nervurilor ondulate sau cu fante se pot înregistra creşteri ale coeficientului local de transfer de căldură de 30 % şi respectiv de %, comparativ cu nervurile netede. Fig..35 Ţevi cu nervuri exterioare circulare (a) nervuri netede; b) şi c) nervuri perforate; d) nervuri cu fir metalic; e) nervuri aciculare D e diametrul exterior al \evii S L pasul longitudinal [ntre \evi S T pasul transversal [ntre \evi s pasul [ntre nervuri Fig..36 Ţevi cu nervuri exterioare plane continue (a) nervuri netede; b) nervuri ondulate; c) nervuri cu fante

212 Echipamente şi instalaţii termice O altă categorie este cea a schimbătoarelor de căldură ce prezintă canale de curgere cvasi rectangulare cu nervuri exterioare plane netede sau ameliorate (figura.37). Aceste schimbătoare sunt utilizate în domeniul climatizării automobilelor. Există corelaţii specifice de calcul al transferului de căldură şi a pierderilor de presiune în cazul gazelor, funcţie de tipul nervurilor [.40]. H pasul [ntre canale s pasul [ntre Fig..37 Canale cvasi rectangulare şi nervuri externe plane Nervurarea suprafeţelor de transfer de căldură în cazul lichidelor se poate face atât la interiorul cât şi la exteriorul ţevilor. Deoarece coeficientul de transfer de căldură al unui lichid este superior celui corespunzător unui gaz, nervurile sunt în general mai puţin înalte, pentru creşterea randamentului lor. Creşteri de suprafaţă prin nervurare de,5-3 ori faţă de suprafaţa netedă sunt frecvent întâlnite la lichide, în timp ce pentru gaze aceste valori depăşesc curent valoare de 0. În cazul nervurilor exterioare acestea pot fi circulare netede (fig..34a) sau plane netede (fig..35a) [.8], obţinute prin extrudare. Nervurarea ţevilor în cazul lichidelor se poate aplica atât în regimul de curgere laminar cât şi turbulent. Nervurile interioare, mai rar utilizate, pot fi drepte şi paralele cu direcţia curgerii sau pot prezenta o formă elicoidală (tab..34). Un aspect important în realizarea ţevilor sau plăcilor nervurate îl constituie modul de fixare a nervurilor pe suprafaţa de bază, rezistenţa de contact ce apare în acest caz jucând un rol foarte important. Se pot obţine rezistenţe de contact neglijabile în cazul extrudării nervurilor la ţevile din cupru sau aluminiu şi la sudare sau lipirea nervurilor pe suprafaţa primară. Din contră, în cazul nervurilor fixate prin sertizarea sau expansiunea ţevii, rezistenţele de contact nu mai sunt neglijabile INSERŢIILE Aceste dispozitive sunt introduse în ţevile netede şi permit ameliorarea transferului de căldură în special prin favorizarea curgerilor rotative sau prin

213 3 amestecarea liniilor de fluid, dar şi prin constituirea lor ca o rugozitate ce distruge stratul limită din apropierea peretelui. Aceste dispozitive prezintă avantajul că pot fi instalate în schimbător si după construcţia sa, natura materialului suprafeţei de transfer de căldură neconstituind un obstacol în utilizarea inserţiilor. Dispozitivele care favorizează amestecarea liniilor de fluid (tab..34) acţionează în general în toată secţiunea de curgere cum ar fi dispozitivele statice (inserţii statice de amestec) (Kenics şi Heatex), sau inserţiile cu discuri sau bile utilizate în cazul fluidelor vîscoase în regim de curgere laminar. Utilizarea inserţiilor resort (tab..34) în regim laminar poate conduce la creşterea coeficientului de transfer de căldură faţă de ţeava netedă de 4 ori (pentru acelaşi număr Reynolds), în timp ce creşterea coeficientului de frecare este inferioară acestei valori [.67]. Dacă se considera ca indice de performanţă al suprafeţelor ameliorate raportul dintre numărul Stanton şi coeficientul de frecare, inserţiile resort prezintă o valoare a acestui indice net superioară celorlalte insertii (Kenics, Heatex, inserţii cu discuri sau bile). Aceste inserţiile pot fi utilizate şi în regim turbulent cu perfornaţe foarte bune [.40]. Inserţiile în formă de stea (tab..34) sunt constituite dintr-o piesă extrudată din aluminiu, prezentand o formă de stea cu 5, 6 sau colţuri. Contactul între inserţie şi ţeavă este asigurată prin etirarea ţevii. Extinderea suprafeţei de transfer de căldură este foarte importantă în acest caz iar o intensificare semnificativă a transferului de căldură poate fi obţinută şi prin generarea unei curgeri secundare dacă inserţia este răsucită. Inserţiile cu benzi răsucite (tab..34) reprezintă o metodă particulară, simplu de aplicat, pentru care performanţele sunt cunoscute. Intensificarea transferului de căldură se realizează prin trei acţiuni : reducerea diametrului hidraulic al ţevii, generarea unei curgeri rotative ce conduce la viteze ridicate şi extinderea suprafeţei interne de schimb de căldură în condiţiile unui bun contact perete-inserţie şi a unei conductivităţi ridicate a materialului folosit pentru inserţie. Performanţele obţinute cu aceste inserţii sunt diferite funcţie de regimul de curgere laminar [.35] sau turbulent [.64]. Parametrul utilizat în general pentru caracterizarea geometriei inserţiei este rata deformării (twist ratio) y, definită ca raportul dintre lungimea benzii corespunzătoare unei rasuciri de 80 şi diametrul interior al ţevii. Unghiul elicei ce consituie banda este legat de acest parametru prin relaţia tga y.

214 4 Echipamente şi instalaţii termice...4. SUPRAFEŢELE RUGOASE Utilizarea suprafeţelor rugoase este specifică atât schimbătoarelor de căldură cu plăci cât şi a celor cu ţevi, la interiorul sau exteriorul peretelui. Rugozităţile pot fi grupate în trei categorii (figura.38): rugozităţi în trei dimensiuni de tip granular, ondulări în două dimensiuni caracterizate prin obstacole repartizate uniform pe perete, caneluri în două dimensiuni repartizate uniform pe perete. Pentru caracterizarea geometriei acestor rugozităţi au fost definite următoarele numere adimensionale : Rugozitate uniformă (în trei dimensiuni) Rugozitate în două dimensiuni tip ondulări Rugozitate în două dimensiuni tip caneluri Geometrie de bază Geometrii cu diferite valori p/e Geometrii cu diferite forme ale obstacolelor Fig..38 Tipuri de rugozităţi

215 5 înălţimea relativă a rugozităţii, definită ca raportul dintre înălţimea e a obstacolului şi diametrul hidraulic D h al canalului ( e* e Dh ); pasul relativ al rugozităţilor, definit ca raportul dintre pasul p dintre două obstacole şi diametrul hidraulic D h al canalului ( p* p Dh ); forma rugozităţii; în cazul obstacolelor bidimensionale, unghiul obstacolului a cu direcţia curgerii. sensul curgerii - - strat limit` recirculare Fig..39 Diferite tipuri de curgere în spatele obstacolului Curgerea în vecinătatea obstacolului, cum este reprezentată în figura.39, este dependentă de raportul p/e. Astfel, după desprinderea de la perete, stratul limită se reface la o distanţă cuprinsă între 6e şi 8e de ultimul obstacol. La aproximativ ceastă distanţă coeficientul de schimb de căldură atinge valoare sa maximă, valoare în general superioară de câteva ori celeia din faţa obstacolului. Cu cât raportul p/e este mai mic, apare o recirculare între două obstacole, făra punct de de refacere a stratului limită. S-a constatat că optimul din punct de vedere al transferului de căldură corespunde unor valori ale raportului p/e situate între 0 şi 5. Calculul coeficientului de transfer de căldură şi a pierderilor de presiune s-a

216 Cre]terea relativ` a coeficientului local de transfer de caldura [n fierberea nucleic` fata de valoare corespunzatoare unei placi cu rugozitatea de m (%) 6 Echipamente şi instalaţii termice realizat prin determinarea numărului lui Stanton şi a coeficientului de frecare, cu o formulare generală bazată pe anlogia între transferul de căldură şi masă [.70]... INTENSIFICAREA TRANSFERULUI TERMIC BIFAZIC... FIERBEREA La fierberea nucleică, coeficientul de schimb de căldură este determinat de numărul centrelor de nucleaţie aflate pe suprafaţa de schimb de căldură, precum şi de realizarea unor condiţii optime de amorsare a acestora. De aceea, folosirea suprafeţelor rugoase (care prezintă un număr mare de cavităţi) conduce la obţinerea unor coeficienţi de schimb de căldură mari. Creşterea coeficientului de schimb de căldură cu mărirea rugozităţii este cu atăt mai însemnată, cu căt presiunea redusă P red (raportul dintre presiunea de saturaţie şi presiunea critică) a sistemului considerat este mai mică. De exemplu, creşterea rugozităţii unei suprafeţe plane de la m la 0 m determină mărirea coeficientului de schimb de căldură cu 56%, dacă presiunea redusă este de 0,03, şi cu 38%, dacă presiunea redusă este de 0,3 (fig..7) [.6] Pred = 0,03 Pred=0,3 Pred=0, Rugozitatea sprafe\ei (m) Fig..40 Mărirea coeficientului de transfer de căldură în fierberea nucleică funcţie de rugozitatea suprafeţei şi presiunea redusă Trebuie sublinat că, în timpul procesului de fierbere, o parte din cavităţile active ale suprafeţei pot fi dezamorsate: lichidul care pătrunde în

217 7 cavitate după desprinderea bulei de vapori condensează vaporii rămaşi în cavitate, dezactivând centrul de nucleaţie. Acest fenomen, numit instabilitate a centrului de nucleaţie, este determinat, în special, de forma cavităţii. Astfel, o cavitate tip pungă (fig..4 b) [.44] reprezintă un centru de nucleaţie cu o stabilitate superioară faţă de cavităţile cilindrice sau conice (fig..4 a). Deci, pentru intensificarea transferului de căldură la fierberea nucleică, suprafaţa trebuie să aibă un număr mare de cavităţi (centre de nucleaţie) active şi stabile în timp. Această condiţie este îndeplinită de suprafeţele acoperite cu straturi metalice poroase (formate, de exemplu, prin sinterizare) sau de suprafeţele cu geometrii speciale prezentate în tabelul.6 (Thermoexcel E, Gewa T) sub denumirile lor comerciale, care au un număr mare de cavităţi tip pungă conectate între ele. a b Fig..4 Cavitate conică dezactivată (a) şi cavitate tip pungă (b) Intensificarea transferului termic în fierberea la convecţie forţată se poate realiza prin folosirea suprafeţelor cu rugozitate artificială (uniformă sau discretă) sau cu geometrii speciale pentru intensificarea fierberii nucleice. Un exemplu de ţeavă cu rugozitate artificială care intensifică procesul de fierbere la convecţie forţată este cea cu un număr mare (50 70) de nervuri interioare elicoidale de înălţime mică (nu depăşeşte 0, mm), prezentată în tabelul.34. Ea este utilizată, de exemplu, în construcţia vaporizatoarelor din instalaţiile frigorifice. Fierberea la convecţie forţată poate fi intensificată şi prin utilizarea generatorilor de turbulenţă care realizează o curgere elicoidală (benzile răsucite). Acestea pot fi amplasate în instalaţiile schimbătoare de căldură, eventual, numai în zonele cu fluxuri termice unitare maxime producându-se astfel intensificarea transferului termic cu un efect redus asupra puterii totale de pompare. Acest lucru a fost deja utilizat în practică în anumite cazane de abur cu parametri supracritici pentru a elimina pericolul arderii suprafeţei de transfer de căldură cauzat de î nrăutăţirea procesului de schimb de căldură la atingerea fluxului termic critic. La fierberea în interiorul ţevilor se folosesc şi inserţiile în formă de stea (nervuri radiale din aluminiu dispuse în interiorul ţevii), prezentate în tabelul.34.