UNIVERSITATEA UNIVERSITATEA „OVIDIUS” CONSTANŢA FACULTATEA DE FIZICǍ, CHIMIE, ELECTRONICǍ ŞI TEHNOLOGIA PRELUCRǍRII PETROLULUI ŞI PETROCHIMIE SPECIALIZAREA – PRELUCRAREA PETROLULUI ŞI PETROCHIMIE
PROCESE TRANSFER CĂLDURĂ PROIECT
Îndrumător
Student:
asist. drd. ing. Anişoara Neagu
ANUL UNIVERSITAR 2010-2011
CUPRINS CAPITOLUL I I.1. Cuptoarele tubulare..............................................................................................3 I.2. Calculul termic şi hidraulic al cuptoarelor tubulare.............................................5 I.2.1. Caracterizarea termică, uzuală, a cuptoarelor tubulare.....................................5 tubulare.....................................5 I.2.2. Combustia.........................................................................................................6 I.2.2.1. Combustibili, compozitie, proprităţi fizico-chimice..........................6 I.2.2.2. Efectele termice ale reacţiilor de combustie......................................6 I.2.2.3. Bilanţul masic pe combustie..............................................................7 I.2.3. Bilanţul termic global şi randamentul termic al cuptorului..............................7 I.2.4. Dimensionarea tehnologică tehnologică a camerei de radiaţie............................................9 I.2.4.1. Generalităţi.........................................................................................9 I.2.4.2. Metoda Lobo-Evans, de dimensionare bazată pe modelul de curgere cu amestecare a gazelor de ardere..................................................................9 I.2.5. Dimensionarea tehnologică tehnologică a camerei de convecţie.......................................10 I.2.6. Calculul hidraulic al unui cuptor tubular........................................................10 tubular.................................................. ......10 I.2.6.1. Căderea de presiune la curgerea materiei prime şi a fluxurilor secundare......................................................................................................10 CAPITOLUL II II.1. Date de proiectare.............................................................................................12 II.2. Calculul procesului de combustie. Compoziţia elementară a combustibilului.13 combustibilului.13 II.3. Bilanţul termic global al cuptorului..................................................................14 II.4. Bilanţul termic al cuptorului pe secţii...............................................................17 II.5. Dimensionarea Dimensionarea secţiei de radiaţie.....................................................................19 radiaţie................................................ .....................19 II.6. Verificarea tensiunii termic din secţia de radiaţie............................................21 II.7. Dimensionarea Dimensionarea secţiei de convecţie..................................................................24 convecţie.............................................. ....................24 II.8. Căderea de presiune pe circuitul materiei prime..............................................29 prime............................................ ..29 CAPITOLUL III III.1 .Dimensionarea .Dimensionarea preîncălzitorului de aer............................................................35 aer................................................ ............35 III.2.Căderile de presiune pe circuitul gazelor de ardere...........................................42 III.3.Verificarea coşului.............................................................................................47 III.4.Calculul circuitului de aer..................................................................................52 CAPITOLUL IV Concluzii..................................................................................................................59 CAPITOLUL V Măsuri de protecţia muncii şi psi pentru cuptoarele tubulare..................................60 BIBLIOGRAFIE:..............................................................................................................62
2
CUPRINS CAPITOLUL I I.1. Cuptoarele tubulare..............................................................................................3 I.2. Calculul termic şi hidraulic al cuptoarelor tubulare.............................................5 I.2.1. Caracterizarea termică, uzuală, a cuptoarelor tubulare.....................................5 tubulare.....................................5 I.2.2. Combustia.........................................................................................................6 I.2.2.1. Combustibili, compozitie, proprităţi fizico-chimice..........................6 I.2.2.2. Efectele termice ale reacţiilor de combustie......................................6 I.2.2.3. Bilanţul masic pe combustie..............................................................7 I.2.3. Bilanţul termic global şi randamentul termic al cuptorului..............................7 I.2.4. Dimensionarea tehnologică tehnologică a camerei de radiaţie............................................9 I.2.4.1. Generalităţi.........................................................................................9 I.2.4.2. Metoda Lobo-Evans, de dimensionare bazată pe modelul de curgere cu amestecare a gazelor de ardere..................................................................9 I.2.5. Dimensionarea tehnologică tehnologică a camerei de convecţie.......................................10 I.2.6. Calculul hidraulic al unui cuptor tubular........................................................10 tubular.................................................. ......10 I.2.6.1. Căderea de presiune la curgerea materiei prime şi a fluxurilor secundare......................................................................................................10 CAPITOLUL II II.1. Date de proiectare.............................................................................................12 II.2. Calculul procesului de combustie. Compoziţia elementară a combustibilului.13 combustibilului.13 II.3. Bilanţul termic global al cuptorului..................................................................14 II.4. Bilanţul termic al cuptorului pe secţii...............................................................17 II.5. Dimensionarea Dimensionarea secţiei de radiaţie.....................................................................19 radiaţie................................................ .....................19 II.6. Verificarea tensiunii termic din secţia de radiaţie............................................21 II.7. Dimensionarea Dimensionarea secţiei de convecţie..................................................................24 convecţie.............................................. ....................24 II.8. Căderea de presiune pe circuitul materiei prime..............................................29 prime............................................ ..29 CAPITOLUL III III.1 .Dimensionarea .Dimensionarea preîncălzitorului de aer............................................................35 aer................................................ ............35 III.2.Căderile de presiune pe circuitul gazelor de ardere...........................................42 III.3.Verificarea coşului.............................................................................................47 III.4.Calculul circuitului de aer..................................................................................52 CAPITOLUL IV Concluzii..................................................................................................................59 CAPITOLUL V Măsuri de protecţia muncii şi psi pentru cuptoarele tubulare..................................60 BIBLIOGRAFIE:..............................................................................................................62
2
CAPITOLUL I I.1. Cuptoarele tubulare Cuptoarele tubulare sunt aparate (utilaje) existente în instalaţiile tehnologice din rafinări rafinăriii şi combinate combinate petrochi petrochimice, mice, în care, prin ardere ardere de combusti combustibil, bil, se obţin obţin gaze de ardere cu temperatură ridicată, care transmit căldură materiei prime care circulă prin tuburi. Căldura absorbită de materia primă poate servi la încălzire, la încălzire plus vaporizare sau la realizarea unor reacţii endotermice. În unele cazuri aceste procese sunt simultane şi necesită temperaturi ridicate. În general cuptoarele conţin o secţie de radiaţie, care este focarul ecranat cu tuburi al cuptorului cuptorului şi în care mod modul ul principal principal de transfer de căldură căldură este radiaţia, radiaţia, şi o secţie secţie de convecţie, în care gazele de ardere circulă transversal pe un fascicul de tuburi, modul principal de transfer transfer de căldură fiind fiind convecţia. Există numeroase tipuri constructive de cuptoare tubulare. Dintre tipurile mai vechi, vechi, sunt sunt de remarc remarcat at cupto cuptoare arele le tubula tubulare re parale paralelip lipipe ipedic dicee orizo orizonta ntale, le, cu arzăto arzătoare are orizontale, cu o secţie de radiaţie şi o secţie de convecţie sau cu două secţii de radiaţie şi o secţie de convecţie comună (cu tavan orizontal, sau înclinat cu 30 0) şi cu canal de fum pentru legătura legătura cu baza coşului. La cuptoarele paralelipipedice orizontale, injectoarele (arzătoarele) pot fi plasate pe peretele frontal, sau eventual pe cei doi pereţi laterali. În secţia de radiaţie tuburile se plasează la perete pe un singur şir. Cele mai solicitate tuburi, din punct de vedere termic, sunt cele din radiaţie de deasupra pragului, unde viteza gazelor de ardere este relativ mare. La cuptoarele cu tavan înclinat, tuburile de pe plafon au o solicitare termică mai uniformă, pentru că tuburile de deasupra pragului, fiind mai îndepărtate de flacără, primesc mai puţină căldură prin radiaţie. Prezenţa canalului de fum şi circulaţia descendentă a gazelor de ardere în secţia de convecţie măresc căderea de presiune pe circuitul gazelor de ardere (dezavantaj). Cuptoarele au fundaţie, schelet metalic şi suporturi pentru susţinerea tuburilor. Pereţii cuptorului se compun obişnuit dintr-un strat de cărămidă refractară, rezistentă la temperaturi ridicate, la interior, un strat izolator termic şi un strat de cărămidă obişnuită la exterior. [2] Zidăria cuptorului are rolul de a transmite căldura, prin radiaţie, tuburilor şi de a izola termic aparatul. Peretele cuptorului este construit din mai multe straturi, formate uzual uzual din: torcret, torcret, cărămidă cărămidă refractar refractarăă (şamotă, (şamotă, magnezită, magnezită, alumină, alumină, crom-magn crom-magnezită) ezită),, cărămidă termoizolatoare şi vată minerală sau de sticlă. Alegerea torcretului şi a cărămizii refrac refractar taree pentru pentru constr construcţ ucţia ia unui unui cupto cuptorr este este dicta dictată tă de temper temperatu atură ră perete peretelui lui şi de greut greutate ateaa constr construcţ ucţiei iei cuptor cuptorulu ului.i. Grosim Grosimea ea stratu stratulu luii de izolaţ izolaţie ie este este determ determina inată tă de temp temper erat atur uraa pere perete telu luii şi de nive nivelu lull pier pierde deri rilo lorr de căldu căldură ră prin prin pere pereţi ţi,, admi admise se în dimensionarea dimensionarea cuptorului. Liantul dintre cărămizi are rol de etanşare şi de rigidizare. [3] La cupt cuptoa oare rele le ma maii vech vechi, i, legă legătu tura ra dint dintre re tubu tuburi ri se real realiz izeaz eazăă prin prin cotu coturi ri demontabile, pentru a se putea îndepărta stratul de cocs depus în tuburi pe cale mecanică, prin turbinare. În prezent se utilizează coturi sudate, iar decocsarea se face prin circulaţie de abur şi de aer. [2]
3
Figura I.1. Cuptorul tubular de tip paralelipipedic: A – zona (camera) de ardere; R – zona (camera) de radiaţie; C – zona (camera) de convecţie; PA – zona (camera) preîncălzitorului de aer; 1 – mantaua (carcasa) metalică exterioară; 2 – stâlpii (picioarele) metalice de susţinere, betonate antifoc; 3 – vatra (pardoseala) cuptorului; 4- pereţii structuraţi (cu carcase metalice) ai cuptorului; 5 – bolta cuptorului; 6-sistemul constructive termoizolant şi termoprotector (sistem torcretat); 7 – serpentina tubulară; 8 – ecranul de radiaţie; 9 – tubulatura convecţiei; 10 – tubulatura preîncălzitorului de aer; 11 – conducta de intrare a mediului tehnologic; 12 –c otul racordării serpentinelor de radiaţie şi de convecţie; 13 – conducta de ieşire a mediului tehnologic; 14 – arzătoarele; 15 – coşul; 16 – registrul de coş; 17 – rozetele pentru reglarea debitului de aer; 18 – ventilatorul sau suflanta; 19 – tubulatura de aer preîncălzit; 20 – conducta de gaze combustibile; 21 – robinetul pentru reglarea debitului de gaze combustibile; 22 – conducta de abur din reţeaua înăbuşirii (dămfuirii exteriorului cuptorului; 23 – idem pentru zona de ardere a cuptorului; 24 – ibidem pentru coşul cuptorului; 25 – gura de vizitare; 26 – gura de explozie; 27 – gurile de control (inspecţie); 28 – termocuplul montat pe tubulatura ecranului de radiaţie; 29 – termocuplul plasat în zona de radiaţie; 30 – termocuplul plasat în zona de convecţie; 31 – termocuplul plasat în zona preîncălzitorului de aer la coş). [4]
4
Majoritatea tipurilor de cuptoare tubulare utilizate în prezent sunt cuptoare paralelipipedice verticale sau cilindrice verticale, cu arzătoare verticale plasate în podea (flacără ascendentă) şi, pe cât posibil, numai cu circulaţie ascendentă a gazelor de ardere. Cuptoarele paralelipipedice se întâlnesc în special în instalaţiile de distilare atmosferică, de distilare în vid şi de cocsare şi au capacităţi (sarcini) termice brute (căldura dezvoltată prin arderea combustibilului în unitatea de timp de ordinul (70...300)·10 6 [kJ/h]. Din căldura total absorbită într-un cuptor, în secţia de radiaţie se absorb 60-85% (din care 75-90% prin radiaţie şi 10-25 prin convecţie), iar în secţia de convecţie 15-40% (din care 50-60% prin convecţie, 30-40% prin radiaţia gazelor şi 5-15% prin radiaţia pereţilor). [2]
I.2. Calculul termic şi hidraulic al cuptoarelor tubulare Prin temperaturile ridicate ale gazelor de combustie în camera de radiaţie, care permit încălzirea, vaporizarea şi reacţia unor fluide până la temperaturi de 850 0C, şi prin debite mari de căldură dezvoltată, cuptorul tubular este principalul aparat de incălzire dintr-un sistem tehnologic. În acelaşi timp este principalul consumator de energie primară (75-80% din consumul total al sistemului tehnologic). Procesele fizice şi chimice care sunt suportate de materia primă şi concurenţa celor trei mecanisme de transfer de căldură, însoţite de transferul de masă şi de impuls, asociate cu procesele chimice de ardere, conferă acestui aparat caracterul unui reactor deosebit de complex. Calculul lui tehnologic (termic şi hidraulic) – având un grad de complexitate ridicat – cere acurateţe, dată fiind importanţa deosebită a acestui aparat din punctul de vedere economic, al siguranţei şi securităţii în exploatare.
I.2.1. Caracterizarea termică, uzuală, a cuptoarelor tubulare Din punct de vedere termic, cuptoarele tubulare sunt caracterizate prin mărimi şi performanţe globale sau pe secţiuni ale aparatului. Încărcarea termică brută este debitul de căldură dezvoltată prin arderea combustibilului Q d, exprimat în kJ/h, W sau kcal/h. Încărcarea termică utilă (sarcina utilă) este debitul de căldură Q u preluată de materia prima şi de fluxurile auxiliare de la gazele de ardere, exprimată în kJ/h, W, kcal/h. Randamentul termic este definit ca raportul între debitele de căldură utilă şi Qu dezvoltată: η = . Qd Tensiunea termică (fluxul termic specific sau densitatea de flux) este debitul de căldură preluată de unitatea de suprafaţă expusă de tub, exprimată în kJ/m 2·h. Tensiunea termică volumică (încărcarea termică volumică) a camerei de ardere reprezintă debitul de căldură dezvoltată prin arderea combustibilului, raportat la volumul incintei de ardere.
5
I.2.2. Combustia În calculul cuptoarelor tubulare, combustia interesează prin efectul ei termic, cantitatea de aer necesar arderii, debitul şi compoziţia gazelor de ardere, valorile maximă (temperatura adiabatică a flăcării) şi minimă (temperatura de rouă) între care se înscriu temperaturile gazelor de ardere în cuptor.
I.2.2.1. Combustibili, compozitie, proprităţi fizico-chimice Combustibilii arşi în cuptoarele tubulare ale combinatelor chimice şi petrochimice sunt gazoşi (gaze naturale, gaze de rafinărie) şi lichizi (rezidii de la DV, produse de la RV sau cocs de petrol mărunţit şi emulsionat). Pentru efectuarea calculelor de combustie este necesară conoaşterea fracţiilor masice de C şi H. Fracţia masică de carbon c pentru combustibilii conţinând sulf (s este fracţia masică de sulf), umiditate (a este fracţia masică de apă) şi cenuşă (z este fracţia masică de cenuşă) poate fi calculată cu relaţia: 1− s − w − z c= ( 0,006 ⋅ K 2 − 0,103 ⋅ K + 1,704) − ( 0,0065 ⋅ K 2 − 0,123 ⋅ K + 0,748 ) ⋅ d1515
I.2.2.2. Efectele termice ale reacţiilor de combustie Combustia este un complex de reacţii chimice ale căror produse finale sunt oxizii elementelor combustibilului, având un efect termic global puternic exoterm. În practica industrială, pentru calculul cantităţii de căldură dezvoltate prin arderea unui combustibil se utilizează puterea calorică. Puterea calorică a unui combustibil este cantitatea de căldură degajată prin combustia, la presiunea normală, a unităţii de masă, produsele de reacţie (CO 2, SO2, H2O, O2, N2) fiind aduse la temperatura de referinţă (0 0C sau 150C). În funcţie de starea de agregare a apei rezultate din combustie, se disting: - puterea calorică superioară (Hs), la care se consideră că apa este condensată total; - puterea calorică inferioară (Hi), la care se consideră că apa este în stare de vapori. În calculul căldurii dezvoltate în cuptor se utilizează puterea calorică inferioară, întrucât temperatura de ieşire a gazelor de ardere din cuptor este astfel prevăzută încât să se evite apariţia condensării. Puterea calorică inferioară pentru fracţiuni reziduale (păcură), în cal./kg, se poate calcula cu relaţia: 15623 Hi = 15 + 24300 (1 − s − w − z ) + 9420 ⋅ s − 2449 ⋅ w d 15
6
I.2.2.3. Bilanţul masic pe combustie Arderea combustibililor în cuptoare se sigură cu aer, a cărui compoziţie se admite (tehnic) a fi de 79% vol. N 2 şi 21% vol. O 2. Cunoscându-se compoziţia elementară a combustibilului (c, h şi s reprezentând fracţiile masice), cantitatea din fiecare component al produselor de ardere se calculează cu relaţiile deduse stoechiometric: 44 mCO 2 = ⋅ c [kg CO2/kg comb.] 12 18 ml H 2O = ⋅ h [kg H2O/kg comb.] 2 m H 2 O = ml H 2 O + a + ab [kg H2O/kg comb.] 64 mSO 2 = ⋅ s [kg SO2/kg comb.] 32 m O 2 = 0,21 ⋅ ( α − 1) ⋅ L0 [kg SO2/kg comb.] m N 2 = 0,79 ⋅ α ⋅ L0 [kg N2/kg comb.] în care: · a este umiditatea iniţială a combustibilului, în kg/kg; · ab – cantitatea de abur de pulverizare a combustibilului lichizi (ab=0,3...0,5 kg/kg comb.); · L0 – cantitatea de aer stoechiometric necesar; · α – coeficientul cantităţii de aer sau coeficientul de exces de aer. 28,9 c h s ⋅ + + [kg aer/kg comb.] L0 = 0,21 12 4 32 în care 28,9 este masa molară a aerului. Cantitea de aer practic necesar arderii L este dată de: L=α·L0
I.2.3. Bilanţul termic global şi randamentul termic al cuptorului Considerând cuptorul schematizat în figura I.2, bilanţul termic pe întregul contur I indică egalitatea dintre două intrări – debitele de căldură dezvoltată BH i, conţinută de combustibil BC p,ct c, conţinută de aerul de combustie BLC p,at a şi de aburul de combustie Bmabhab – şi ieşiri – debitele de căldură utilă (căldură preluată de materia primă şi de t cos fluxurile secundare), de căldură conţinută de gazele de ardere la coş Bh ga şi de căldură pierdută prin pereţi Q pp.
7
Bilanţul termic global, într-o formă generală este: ter tic tic BHi + BC p, c t c + BLC p, a t a + Bmab h ab = m mp [ h ter v e f + h l (1 − e f ) − h v − h l (1 − ei ) + q r ] +
+ mfs ( h tes − h tis ) + Bh gat cos + Q pp Pornind de la această ecuaţie, se poate deduce expresia randamentului termic al cuptorului. Deoarece termenul BH i este cu mult mai mare, comparativ cu ceilalţi termeni ai membrului stâng din ecuaţie, aceştia pot fi neglijaţi în bilanţurile curente, astfel că: BHi=Qu+Qcoş+Q pp Scriind ecuaţia pentru un kilogram de combustibil, rezultă: Hi=qu+qcoş+q pp care, raportată la Hi, duce la: q q η = 1 − cos − pp H i Hi
Figura I.2. Schema de principiu a unui cuptor tubular, cu principalii parametrii tehnologici
8
I.2.4. Dimensionarea tehnologică a camerei de radiaţie I.2.4.1. Generalităţi Camera (secţia, incinta) de radiaţie este componenta cea mai importantă a cuptorului tubular. În ea se dezvoltă flăcările şi se transmite cea mai mare parte din căldura utilă (65-80%). Componentele tubulare din secţia de radiaţie constituie sediul transformărilor pe care le suferă materia primă – încălzire, vaporizare, reacţie. La transferul de căldură participă trei medii: gazele de ardere (incluzând flacăra), care transmit căldură prin radiaţie şi convecţie componentelor tubulare şi pereţilor, zidăria (pereţi, podea, tavan), care transmite căldură serpentinei tubulare prin radiaţie şi ecranul (serpentina în care curge materia primă). Pentru a dimensiona camera de radiaţie trebuie cunoscute temperaturile acestor medii, în diverse zone ale incintei.
I.2.4.2. Metoda Lobo-Evans, de dimensionare bazată pe modelul de curgere cu amestecare a gazelor de ardere Prin admiterea amestecării perfecte a gazelor de ardere în curgerea lor în incinta de radiaţie, se admite implicit că fiecare mărime caracteristică a gazului – temperatură, compoziţie, concentraţie – are aceeaşi valoare în orice punct al camerei. Această simplificare permite să se caracterizeze gazele de ardere printr-o temperatură uniformă în întreaga incintă. Mai mult, gazele de ardere sunt considerate ca fiind un corp cenuşiu, al cărui coeficient de emisie are o valoare unică în întreaga cameră, depinzând de temperatura amintită şi de compoziţia gazelor de ardere, corespunzătoare combustiei finale. Se admite, de asemenea, că ecranul şi pereţii au, fiecare, o temperatură propie, uniformă în întreaga cameră. Ca urmare, fiind considerate corpuri cenuşii, au fiecare câte un coeficient de emisie, constant în totalitatea incintei. Pereţii sunt consideraţi radiatori totali, întreaga cantitate de căldură radiantă primită fiind reradiată către elementele tubulare şi gaze. În aceeaşi idee simplificatoare, se admite egalitatea dintre căldura primită prin convecţie de la gaze de către pereţi şi cea pe care aceştia o pierd spre exterior. Metoda Lobo-Evans ţine seama de transferul de căldură prin ambele mecanisme, al radiaţiei şi al convecţiei, exprimând debitul de căldură absorbită de tuburi prin: Qr = σ ⋅ Aee ⋅ F ⋅ ( Tg4 − Tc4 ) + α c ⋅ A r ⋅ ( Tg − Tc ) Considerând că fluxul termic specific, sau tensiunea termică, exprimat(ă) prin: Q t t = r A r este constant(ă) pe întreaga suprafaţă a ecranului şi că temperatura gazelor arse este uniformă, şi anume egală cu temperatura la prag (adică temperatura cu care gazele părăsesc camera de radiaţie), Lobo şi Evans stabilesc relaţia de modelare a acestei camere:
9
k r ⋅
s de
4,18 [ ⋅ σ ⋅ ( Tg4 − Te4 ) + 34 ⋅ ( T p − Te ) ] [kJ/m2·h] 1 − eg π ⋅ψ 1,11 + eg Metoda Lobo-Evans comportă un calcul iterativ. Cunoscându-se, din bilanţurile termice, sarcina termică a secţiei de radiaţie şi presupunând tensiunea termică a ecranului, se stabileşte suprafaţa acestuia Ar , care determină geometria camerei. Se calculează tensiunea termică pe care camera de radiaţie o poate asigura, valoare care trebuie să corespundă celei presupuse iniţial. tt =
⋅
I.2.5. Dimensionarea tehnologică a camerei de convecţie Camera de convecţie este componenta cuptorului în care gazele de ardere cedează tuburilor 20...30% din totalul căldurii utile a cuptorului. Transferul de căldură are loc prin mecanismul combinat al convecţiei de la gaze (60-75% din sarcina camerei) şi al radiaţiei de la gaze (10...30%) şi de la pereţi (5...15%). Dimensionarea tehnologică (termică) a camerei de convecţie are ca scop stabilirea suprafeţei expuse a tuburilor A c, necesară pentru a se transfera fluidelor care curg în interirul tuburilor debitul de căldură Q c, calculat prin bilanţul termic, fiind cunoscute: temperaturile de intrare a gazelor de ardere în secţia de convecţie, t p şi de ieşire, tip; temperaturile fluidului care se încălzeşte în tuburile la intrare, t ic şi la ieşire, tir , şi debitele de gaze de ardere şi de fluid. În cazul cuptoarelor paralelipipedice, lungimea camerei de convecţie se prevede, uzual, egală cu cea a secţiei de radiaţie, iar lăţimea este fixată prin numărul de tuburi prevăzute pe un şir (4 până la 12) şi prin distanţa, pe orizontală, dintre două tuburi vecine (obişnuit, s 1=1,8·de). Debitul total de căldură, primit de aceste două şiruri de tuburi, este dat de relaţia: Qds = Q'r + Q'c Căldura primită prin radiaţia gazelor este dată de ecuaţia: Q'r = σ ⋅ (1 − k r ) ⋅ A ds ⋅ F ⋅ ( T p4 − Tc4 ) Căldura preluată prin convecţie de la cele două şiruri este dată de expresia: Q'c = A ds ⋅ α cg ⋅ Δt m
I.2.6. Calculul hidraulic al unui cuptor tubular În vederea cunoaşterii puterilor instalate la motoarele electrice ale maşinilor hidraulice–pompa de materie primă, cea de lichid purtător de căldură şi ventilatorul de aer– şi pentru dotarea cuptorului cu un coş care să asigure tirajul gazelor de ardere în cuptor, este necesară stabilirea căderilor de presiune pe fluxurile respective.
10
I.2.6.1. Căderea de presiune la curgerea materiei prime şi a fluxurilor secundare În cazul încălzirii cu vaporizare, întâlnită în cuptoarele DA, DV, CC, la calculul căderii de presiune trebuie să se ţină seama de faptul că, prin apariţia vaporilor, are loc o mărire apreciabilă a volumului specific, care majorează viteza de curgere şi, ca urmare, căderea de presiune. Metoda Ludwig admite că presiunea, temperatura, entalpia şi fracţia vaporizată variază în lungul serpentinei cuptorului după curbe strict unimodale-valorile lor la ieşire, per , ter , hter şi ef , corespunzând minimului (presiunea) şi maximului, fiind cunoscute din bilanţurile termice pe cuptor, iar absorbţia de căldură pe unitatea de lungime de serpentina este aceeaşi în sectorul calculat. De asemenea, metoda cere prezumarea valorii presiunii p iv în punctul (secţiunea) de începere a vaporizării materiei prime, în funcţie de care se stabilesc temperatura de echilibru la începutul vaporizării, t iv şi, ca urmare, entalpia htiv. Relaţia lui Ludwig pentru verificarea presiunii presupuse: pi
=
p
2 f
+ f
( ρ ⋅ w ) 2 pi pf
⋅ + ⋅ Lev ρ ρ i f
di
Căderea de presiune în zona de vaporizare se calculează cu relaţia: ρ ⋅ w 2 Lef ⋅ ⋅F Δpi = f ⋅ 2 di Diferenţa de presiune dinamică a ţiţeiului în cuptor se calculează cu metoda Lockhart-Martinelli: ρ l2 ⋅ w l22 ρ v2 ⋅ w 2v2 ρ l1 ⋅ w 2l1 ⋅ Yl + ⋅ Yv − Δp d = 2 2 2 m l2 m v2 w l2 = ; w v2 = ρ l2 ⋅ Y ⋅ s i l ρ v2 ⋅ Yv ⋅ s i Yl = f(X0; Yv=1-Yl Parametrul Lockhart-Martinelli: ρv 1 − e X = ⋅ e ρ l
0,5
0,9
2
2
11
μ ⋅ l μ v
0,1
2 2
[4]
CAPITOLUL II II.1. Date de proiectare: Să se dimensioneze un cuptor de încălzire şi vaporizare parţială a ţiţeiului distilat din instalaţia de Distilare Atmosferică. 1. Capacitatea cuptorului: 1.5·10 6 [t/an] 2. Tipul cuptorului: paralelipipedic cu secţie de radiaţie, convecţie şi preîncălzitor de aer 3. Presiunea absoluta la iesirea din cuptor: p = 1,6bar 4. Procente evaporat la intrarea în coloană: 65 5. Temperatura de intrare a ţiţeiului în cuptor: t i = 2000C 6. Combustibil util - păcură cu caracteristicile: - d15 15 = 0,960 ; K = 11,2; 7. Temperatura de ieşire a ţiţeiului din cuptor :t= 310 0C 8. Caracteristici ţiţei: d15 15 = 0,850 ; K=12 9.Caracteristicile vaporizatului: d15 15 = 0,815 ; K=11,7 10.Temperatura iniţială de vaporizare a ţiţeiului pe curba de vaporizare în echilibru în funcţie de presiune(temperatura în zona de vaporizare – proiect TD
12
II.2.Calculul procesului de combustie d := 0.960 3
c := 0.15⋅ d
+
3
0.74 = 0.884
h := 1 − c = 0.116
Consumul de aer Se admite coeficientul cantitatii de aer : α := 1.25 L :=
α
⋅
0.21
c 12
+
h 4
= 0.611
kmol kgcomb
Se admite consumul de abur de pulverizare : kgabur a := 0.4 kgcomb
Cantitatea molara de gaze de ardere: Notez: n n n n n n ( CO ) 1 , nH2O n2 , ( N ) 3 , ( O ) 4 2
n
n n
n n
2
3
4
5
2
:= 1
:=
h 2
c
kmol
= 0.074
12
a
+
18
kgcomb kmol
= 0.08
:= 0.79L ⋅ = 0.483
kgcomb kmol
kgcomb
:= 0.21⋅
α−1 ⋅ L = 0.026 α
:= n1 +
n
+ n3 + n4 =
2
2
kmol
kgcomb kmol 0.662 kgcomb
Cantitatea masica de gaze de ardere : Notez:
m
m
( CO2)
1
:= 44⋅n 1 = 3.241 1
m m
:= 18⋅ n2 = 1.444
m
:= 28⋅ n3 = 13.518
m
:= 32⋅ n4 = 0.821
2 3 4
:= m1 + 5
m
+ 2
m
, mH2O
2
,
m
( N 2)
m
3
,
m
( O 2)
kg kgcomb kg
kgcomb kg kgcomb kg kgcomb
+ m4 = 19.024 3
m
m
kg kgcomb
Masa molara medie a gazelor de ardere : 13
m
4
m M
:=
5
n
= 28.723
kg kmol
5
Puterea calorica inferioara a combustibilului : H :=
15623 d
+ 24300 = 4.057×
4
10
kJ kg
3
II.3.Bilantul termic global al cuptorului Caldura preluata de materia prima in cuptor : Q
mp
:= mmp e⋅i( vt ) + ( 1 − e) ⋅ i( lt ) − i( lt ) 2 2 1
-fractia masica a vaporizatului
e := 0.65
Relatii de calcul a entalpiilor specifice ale fractiunilor petroliere: Densitatea lichidului rezidual: d := 0.850 1 , d2 := 0.81 d
35
:= 4
100 d
−
1
t := 200 1
t := 310 2
65 d
= 0.924
2
∆°C
∆ °C
k := 12 k := 11.7 1
2
Notez: k 1 k mp , k 2 k vap i ( lt2) i2 , i( lt1) i1 , i( vt 2) i3 Entalpia lichidului rezidual la iesirea din cuptor: := 2
i
(
⋅t + 4) ( 2)
⋅ 2.964− 1.332d
(
⋅ 0.003074− 0.001154d
⋅ t 2 ⋅ ( 0.0538k ⋅ 1+ 4) ( 2)
)
0.3544
= 730.417
kJ kmol
Entalpia titeiului la intrare in cuptor: := ( 2.964− 1.332d ⋅ 1) ⋅ t1 + ( 0.003074− 0.001154d ⋅ 1) ⋅ ( t1) ⋅ ( 0.0538k ⋅ 1 + 0.3544) = 450.084 1
kJ
2
i
km o
Entalpia vaporizatului la iesirea din cuptor: i
3
:=
532.17− 210.61 ⋅d
2
+
−
⋅
⋅
+
−
⋅
kJ kmol m m 6
mp
2
( 1.8213 0.45638d2) t2 ( 0.00234 470.0005903d27) ( t2) ( 4 .1 87t2
m
7
14
⋅
+
⋅
−
)(
8 3 7 . 4⋅ 0. 0 7k ⋅
2
−
)
0.84 = 979.23
6 t
m := 1.5⋅10 6
m
7
:= m6⋅
an
1000
= 1.712×
8760 Q Q
Q
1
mp
kg
5
10
h
2
7
:= m7 e⋅i3 + ( 1 − e ) ⋅i2 − i1 = 7. 57 × 10 1
Q
Q Q
2
1
:=
3600
⋅ 1000 = 2.103×
kJ h
7
10
W
Entalpia amestecului combustibil,cu aerul in conditii atmosferice: Notez: iac i4 , icomb i5 , iaer i6 , iabur i7 k
3
k
comb
, k 3 := 11.
Se admite
t
comb
t
, t3 := 80∆°C
3
Entalpia combustibilului se afla cu relatia anterioara a lui
i
2 ( 2.964− 1.332d t + ( 0.003074− 0.001154 d ) ⋅ ( t ) ⋅ ( 0.0538k := ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ 3 + 0.3544) = 141.061 ) 5 3 3 3 3 t t t := 10 aer 4 4 ∆°C
i
Se admite: C aer p
lt
kJ kgcomb
,
C
p
C := 29.07 0
:= L⋅C0⋅ t4 = 177.65 6
i
kJ kgcomb
Se admite pentru pulverizare abur saturat uscat cu presiunea absoluta 5 bar. Pentru abur saturat uscat de 5 bar : kJ
i := 2749 kg
Latenta de vaporizare a apei la 0
∆°C
kJ
:= 2501 kg 0
r
:= a⋅ ( i − r 0) = 99.2 7
i
kJ kgcomb
15
:
kJ
:= 141.06 kgcomb 5
i
,
:= 177.6 6
i
kJ kgcomb
,
:= 99. 7
i
kJ kgcomb
kJ
:= i5 + i6 + i7 = 417.911 4
i
kgcomb
Se admit pierderile de caldura ale cuptorului:in sectia de radiatie 3,in sectia de convectie1,in preincalzitorul de aer 1,% din caldura introdusa si dezvoltata in cuptor (total 5%). Se admite temperatura gazelor de ardere la cos: t t t := 18 5 cos , 5 ∆°C Entalpia gazelor de ardere la aceasta temperatura: i
i
8
gc
Σ ( n i⋅C pi ) C := 40 1
Σ1
, C2 := 33.92 , C3 := 29.28 , C4 := 29.86
Σ 1 := n1⋅ C1 +
n ⋅C 2
2
:= t5⋅ Σ 1 = 3.703× 8
i
+
n ⋅C
+ n 4⋅ C4 = 20.57
3
kJ
3
10
3
kgcomb
Randamentul cuptorului: q x
p
H
+ i4
x := 0.0
i
8
η := 1 −
H
+
− x = 0.86
i
4
Debitul de combustibil Q B :=
1
η⋅ ( H +
i
)
= 2.148×
3
10
kg h
4
Debitul de aer utilizat kg 4
y := 28.84⋅ B⋅ L = 3.786× 10
h
Debitul gazelor de ardere = 4.087 × 104 5
z := B⋅ m
kg h
16
Debitul de aabur de pulverizare: B
a
B
0
:= B⋅ a = 859.215 0
B
kg h
II.4.Bilantul termic al cuptorului pe sectii Se admite temperatura gazelor de ardere la intrarea in preincalzitorul de aer : t := 400 t t i 6 , 6 ∆°C Entalpia gazelor de ardere la aceasta temperatura: i
gi
:= t6⋅ ( n 1⋅ 43.54 + n 2⋅ 34.92 + 99
)
n ⋅ 29.69 + n ⋅ 30.90
i i
3
4
= 8.454×
Pierderile de caldura in preincalzitorul de aer: Q
Q
3
pp
kg 3
B := 2. 148⋅10 h
:= 0.01B ⋅ ⋅( H + 3
Q
i
)
4
= 8.805×
5 kJ
10
h
Caldura preluata de aer in preincalzitor: Q
Q
aer
q
4
q
aer
0
:= B⋅ ( i9 − i8) − Q3 = 9.326× 106 4
Q
Q q
4
:= 0
B
= 4.342 × 103
kJ h
kJ kgcomb
Entalpia aerului preincalzit: i
ap
i
10
:= i6 + q0 = 4.519× 10
i
3
10
kJ kgcomb
Temperatura aerului preincalzit: t
ap
t
7
( p aer ) C C := 29.4 (se
C
ia pentru o temperatura de 250 ∆°C )
i t
7
:=
10
L⋅ C
= 251.03
∆°C
17
3
10
kJ kgcomb
Se admite temperatura gazelor de ardere la trecerea din sectia de radiatie in sectia de convectie (la prag): t t t := 90 p 8 , 8 Entalpia gazelor de ardere la aceasta temperatura: i
i
gp
11
:= t8⋅ ( n1⋅ 48.99+ 11
i
)
n ⋅ 37.85+ n ⋅ 31.07 + n ⋅ 32.87 2
3
4
= 2.024× 104
kJ kgcomb
Pierderile de caldura in sectia de convectie: Q
Q
pc
5
kJ
5 Q = 8.805 × 10 := 5 3
Q
h
Caldura preluata de materia prima in sectia de convectie: Q
Q
c
Q
6
7
kJ
:= B⋅ ( i11 − i9) − Q5 = 2.444× 107 6
Q
Q Q
7
:=
6
3600
h
6
⋅ 1000 = 6.788×
10
W
Caldura preluata de materia prima in sectia de radiatie: Q
Q
r
Q
8
9
:= Q1 − Q6 = 5.126× 8
Q
7 kJ
10
Q Q
9
8
:=
⋅ 1000 = 1.424×
3600
h 7
10
W
Entalpia titeiului la intrarea in radiatie: kJ
kJ
:= 979.23 kmol 3
i i
,
:= 730.41 kmol 2
i
i
ir
12
Q
:= 0.65i ⋅3+ 12
i
0.35i ⋅
− 2
8
m
= 592.786
7
kJ kg
Temperatura titeiului la intrarea in radiatie (se considera total lichid): t
t
ir
:= ( 2.964 − 1.332d ⋅ 1) ⋅ t + ( 0.003074− 0.001154d ⋅ 1) ⋅ ( t) ⋅ ( 0.0538k ⋅ 1 + 0.3544) 12 2
i
2
⋅ ( t ) ⋅0.0020931 + 1.8318t
− i12 := 0
18
∆ := 1.83182 − 4⋅0.0020931⋅ i12 ∆ := 8.3362 := 252.126 t t
01
∆°C
02
:= −60665.4 ∆°C
Entalpia amestecului combustibil corespunzatoare aerului preincalzit: ( iac)
i
13
1
:= i10 + 13
i
kJ
3 i = 4.76× 10 + 5 7
i
kgcomb
Caldura totala introdusa si dezvoltata in focarul cuptorului: kJ
:= B⋅ ( H + i13) = 9.738× 107 0
Q
Q
0
h 7
( Q01) := 3600⋅ 1000 = 2.705× 10
W
II.5.Dimensionarea sectiei de radiatie Se aleg tuburi cu de=168 mm;di=148 mm si s=305 mm,atat pentru sectia de radiatie cat si pentru sectia de convectie.Tuburile vor avea lungimea efectiva 14.2 m si lungimea totala 14.8 m (coturi exterioare).In radiatie tuburile se plaseaza numai pe peretii laterali. Debitul volumic de titei rece 3
m
7
3600850 ⋅
= 0.056
m s
Viteza titeiului rece in tuburi,pentru 2 circuite: w
0.0564 ⋅
:=
2
= 1.628
2⋅ 3.14⋅ 0.148
m s
Sectia de radiatie se dimensioneaza pentru o tensiune termica de 42000 W T
0
:= 4200
2
m
Q A
:= 0
9
T
0
= 339.026
2
m
Numarul de tuburi 19
A
0
3.140.168 ⋅ ⋅ 14.2
= 45.259
Recalcularea lui A
0
A
0 si T0
:= 46⋅ 3.14⋅ 0.168⋅ 14.2 = 344.576 m2 Q
9
:= 0
T
A
= 4.132×
4
10
W 2
m
0
Se admite latimea sectiei de radiatie 4 m. Se admit in sectia de convectie 6 tuburi pe sir,care ocupa latimea: n := 6 s := 0.305 l := ( n + 0.65) ⋅ s 0
= 2.028
Pentru o inclinare a umerilor sectiei de radiatie de 45 de grade ,lungimea unui umar este egala cu: 1
+ 1 = 1.414
Numarul de tuburi pe un umar : 1.41
= 4.623
s
Numarul de tuburi pe un perete lateral: 46 2
− 4 = 19
Inaltimea peretelui lateral: 19⋅ s
= 5.795
Inaltimea sectiei de radiatie: 5.8 + 1
= 6.8
Volumul sectiei de radiatie:
V := 4⋅ 5.8 +
4+ 2 2
⋅ 1 ⋅ 14.2 = 372.04
3
m
Tensiunea volumetrica: T
c
T
01
Q T
01
:=
01
V
= 7. 27 ×
4
10
W 3
m
Numarul de injectoare,cu capaciatatea de 200 kg comb/h: B 200
= 10.74
pentru siguranta se iau 13 injectoare
Injectoarele se plaseaza intercalat,pe 2 linii distantate cu 0.6 m. 20
Distanta intre 2 injectoare alaturate,de pe aceeasi linie: s
0
:=
14.2
+ 0.65
7
= 1.856
Distanta intre 2 injectoare alaturate,de pe linii diferite: 2
s 0
+ 0.652 = 1.133
2
Tuburile se plaseaza cu axul la 1.4*de=1.4*0.168 m de perete. Distanta de la injectoare la fata tuburilor: 4
−
2
0.6 2
− ( 1.4 + 0.65) ⋅ 0.168 = 1.356
II.6.Verificarea tensiunii termice din sectia de radiatie Se ia temperatura medie in focar : t
t
t
mf
9
:= t 8 + 40 = 940 ∆°C
9
Coeficientul de convectie din sectia de radiatie,dupa Lobo si Evans,are valoarea: α
α
c
0
W
α := 11.37 0
2
m ⋅C
Numarul sirurilor de tuburi: n n
n
s 0
0
:= 1
Coeficientul relativ de radiatie,pentru un singur sir de tuburi plasat la perete,se calculeaza cu relatia: k
k
d
d
r
d
4
e 01
01
:= 0.16 d
x
1
:= 1 −
01
s
2 2 s s ⋅ − 1 − arctg⋅ −1 d d 01 01
x : = 0.709 1
21
:= 2⋅ x1 − ( x1) 2 k = 0.915 4 k
4
Presiunile partiale ale H2O si CO2 se calculeaza pentru presiunea totala egala cu presiunea normala atmosferica p p . 1 ( CO2) p2 pH2O p := 1.01 32 bar
n p
:= p ⋅ 1
n
n p
p
:= p⋅ 2
0
n
1
= 0.113
5
2
b a r
= 0.122
5
bar
:= p 1 + p 2 = 0.235 bar
Coeficientul de emisie al gazelor se calculeaza cu relatia: e
e
g
e
0
o
:= 0.6433 − 0.00017t⋅ 9 + 0.1886⋅ln
( p 2 + p 1) ⋅ l
Aria totala a peretilor sectiei de radiatie: A
A
t
A
0
:= ( 2⋅1.41 + 2⋅ 5.8 + 4) ⋅ 14.2 + 2⋅ 4⋅ 5. 8 + 0
4+ 2 2
⋅ 1 = 313.964
2
m
Aria echivalenta a ecranului(se neglijeaza prezenta tuburilor din sectia de convectie): A
ee A
A
p
1 A
2 A := 46⋅0.305⋅14.2 = 199.226 2 m 2 2 A := A ⋅k = 182.355 1 2 4 m
Gradul de ecranare are expresia: A
ψ :=
A
1
= 0.581
0
Coeficientul de radiatie reciproca rezulta din expresia:
22
1
F :=
1−e
1.111+
e
0
⋅ ψ
0
Pentru dimensiunile relative ale sectiei de radiatie: l-H-L=4.8-6.8-14.2=1-2-3 se ia: 2 3
l :=
e
3
⋅
V = 4.795
:= 0.6433 − 0.00017⋅ t9 + 0.1886⋅ ln ( p 2 + p 1) ⋅l = 0.506
0
1
F :=
1−e
1.111+
e
= 0.596 0
⋅ ψ
0
Temperatura medie a materiei prime in sectia de radiatie: t t
t
mp 01
t
:= 252.26 ∆°C
2
: =
t t
11
11
:=
310
01
∆°C
+ t2 2
= 281.13
∆°C
In serpentina din radiatie are loc vaporizarea si se poate admite temperatura ecranului: t
t
t
e
10
1
:= t 11 + 10
T
mf T e
T
∆°C
9
10
:= t9 + 9 10
⋅( t9 − t 11) = 314.074
T
T
T
20
3
273 = 1.213× 10
:= t10 +
273 = 587.074
K
K
Tensiunea termica in sectia de radiatie: T
t
T
02
s := 0.305
23
d
:= 0.168
01
T 4 T 4 4 9 10 T := 5.67F ⋅ ⋅ ⋅ − + α0⋅ ( t9 − t10) = 4.371× 104 02 π ⋅ d 01⋅ n0 100 100 k ⋅ s
W 2
m
II.7.Dimensionarea sectiei de convectie Sectia de convectie are dimensiunile interioare:lungimea 14.2 m si latimea 2 m.Tuburile utilizate au diametrul exterior 168 mm,diametrul interior 148 mm si s1=305 mm.Ele sunt asezate in s2 :=
3
⋅ s1
2 triunghi echilateral si deci ,s2=264 mm.Se plaseaza cate 6 tuburi pe sir si se utilizeaza 2 circuite.Tuburile au lungime totala dreapta 14.8 m,coturile fiind exterioare. Coeficientul de emisie al ecranului:
e e
1
1
e
e : = 0.9
Temperatura medie a gazelor de ardere in sectia de convectie: t
t
12
T
T
12
t t
:= 12
T
12
8
+
t
6
2
= 650
∆ °C
:= t12 + 273 = 923
K
Temperatura medie a materiei prime in sectia de convectie: 01
:= 252.12 ∆°C
t
:= 200
t
1
∆°C
200 + 252.126 2
= 226.063
∆°C
Temperatura medie a ecranului: t
13
T
13
t
e
T
e
24
t
:= 226 + 13
1 30
⋅ ( 650 − 226) = 240.133
∆°C
:= 273 + t13 = 513.133 K
T
13
Grosimea medie a stratului de gaze: l
l
1
d
e
d
d
s
s
1
s := 0.305
0.168
: =
2 s l := d ⋅ 0.9924⋅ 0.9 = 0.398 − 1 d
α( CO ) 2 α1 :=
α1
10.35e ⋅ t
:= 2.32+ 2
x
α
α2 :=
12
− t13
(
1)
1.37⋅ p ⋅ l
2
T 12 ⋅ 100
0.3333
3.2
T13 − 100
3.2
⋅
0.65 T12
T
13
= 6.259
W
2
m ⋅C
= 2.82
α
H2O
e
0.4 p l ) ⋅ ( 1 1 1
2
⋅ 46.52− 81.9p ⋅ 2⋅ l1) ⋅ ( p 2⋅ l1) 1( t
12
− t13
0.6
T 12 ⋅ 100
x2
x2 T13 − = 6.489 100
W
2
m ⋅C
Calculul coeficientului de transfer de caldura prin radiatia gazelor de ardere: αrg α01 W
α01 := α1 + α2 = 12.748
2
m ⋅C
Calculul coeficientului de convectie pentru gazele de ardere se face cu relatia: αc α3 α3 := 0.292⋅ β ⋅
λ
ρ⋅ω ⋅ 0.4 µ d
0.6
Pentru mai mult de 10 siruri de tuburi: β := 1
Sectiunea minima de curgere: 14.2⋅ ( 2
− 6⋅ 0.168) = 14.086
2
m
25
Viteza de masa a gazelor de ardere in sectiunea minima: ρ⋅ω
w w :=
B⋅ m
360014.086 ⋅ t
La
kg
5
12
= 0.806
= 650 ∆°C
2
m ⋅s
gazele de ardere au:
W
λ := 0.0783
2
m ⋅C
kg
µ := 38.27410 ⋅ − 6 m⋅s λ
w α3 := 0.292⋅ β ⋅ ⋅ 0.4 µ d
0.6
W
= 18.336
2
m ⋅C
Calculul coeficientului de transfer de caldura prin radiatia peretilor: α rp
A
α 02
A
01
A
02 A
α02 :=
1
1
+
α3 + α01
0.227e ⋅
01
⋅
T13
3
100
Coeficientul de emisie al peretilor: e
e
p
e
01
01
:= 0.95
Se presupune numarul sirurilor de tuburi 12. A
A
02
02
A
ecran
:= 12⋅ 6⋅π ⋅d ⋅14.2 = 539.336
2
m
Inaltimea ocupata de fascicul: s2 n
n
s
s
02 n
s
0
-numarul sirurilor
0
:= 12
02
:= 0.264
26
h
:= ( n 0 − 1) ⋅s 02 + d = 3.072
A
01
A
01
A
peretilateral
:= 2⋅ 14.2⋅ h = 87.245 A
:=
A
A
01
= 0.162
02
2
m
2
m
A
α02 :=
1
α3 + α01
= 2.433
1
+ 0.227e ⋅
⋅
T13
01
3
W 2
m ⋅C
100
Coeficientul global de transfer de caldura: k
k
ed
5
α
α
e
03
k : =α 5
03
W α
03
:= α + α 3
01
+α
02
= 33.517
2
m ⋅C
Calculul diferentei medii de temperatura: 9 0 0
∆t :=
4 0 0
252
200
648
200 ( −.
+ ∆t ) 01
∆t 01 − ∆t 02 ∆t 01 N ⋅ ln 1 + ⋅ ln ∆t 02 ∆t − ∆t ⋅ ∆t 03 01 02 ∆t 04
Numarul de incrucisari: N := n
1 N
0
N = 12
Diferenta de temperatura pentru fluidul din interiorul tuburilor: ∆t int ∆t 01 ∆t 01 := 252 − 200 = 52
∆ °C
Diferenta de temperatura pentru fluidul din exteriorul tuburilor: 27
∆t
∆t
ext
02 4 00 = 500
∆t 02 := 900 −
∆°C
Diferenta de temperatura la capatul rece al sistemului: ∆t
:= 200
03
04
∆t :=
∆ t
cr
∆°C
Diferenta de temperatura la capatul cald al sistemului: ∆t
∆ t
:= 648
∆t
cc
∆t
04
∆°C
∆t 01 ∆t 01 − ∆t 02 ∆t 01 N ⋅ ln 1 + ⋅ ln ∆t 02 ∆t − ∆t ⋅ ∆t 03 01 02 ∆t 04
= 381.009
1 N
∆°C
Aria de transfer de caldura necesara: A
A
e
3
W
:= 33.51
k
5
2
m ⋅C
Q A
:= 3
7
k ⋅ ∆t
= 531.515
2
m
5
Numarul de siruri de tuburi: L
: = 1 4 .2
d = 0.168 A = 531.515 3
A n
:= 0
n
3
6⋅ π ⋅ d ⋅ L 12
= 11.826
(s-a verificat presupunerea facuta) Tensiunea termica in convectie: 0
T
t
T
03
Q T
:= 03
A
7 3
= 1.277 × 104
W 2
m
II.8.Caderile de presiune pe circuitul materiei prime Pentru a se stabili presiunea necesara a titeiului la intrarea in cuptor,trebuie calculate:caderea de presiune a titeiului in zona de 28
03
vaporizare,caderea de presiune a titeiului in zona de incalzire si diferenta de presiune dinamica a titeiului. Calculul caderii de presiune a titeiului in zona de vaporizare se face cu ajutorul relatiei lui Ludwing. Entalpia amestecului final: i
i
f
01
:= 0.65i⋅ 3 + 0.35i⋅ 2 = 892.149 01
i
kJ kg
Entalpia titeiului la intrarea in radiatie: i
i
ir
03
kJ
:= 594.89 kg 03
i
Lungimea echivalenta a serpentinei din sectia de radiatie,pentru un circuit: L
L
er
n
02
n
c
n
t
00
• n
00
L
o
-coturi de 180 =numar tuburi din sectia de radiatie pentru un circuit
:= 23 L
t
1
• =lungimea totala geometrica a unui tub L := 14.8 1
o
-pentru coturi de 180
C
30 − 50
C := 50 d d i
d
02
:= 0.148
02
L
02
:= n 00⋅ L1 +
n
00
⋅ C⋅ d 02 = 510.6
Se presupune presiunea la inceputul zonei de vaporizare: p
p
i
p
01
01
:= 18
bar
La aceasta presiune temperatura initiala de vaporizare pe CVE este: t t
iv
12
t
12 := 270
∆°C
Entalpia titeiului total lichid la inceputul zonei de vaporizare: i
iv
i
02
d := 0.850 1
29
:= ( 2.964− 1.332d ⋅ 1) ⋅ t12 + 02
i
(
0.003074− 0.001154d ⋅
⋅ t ⋅ ( 0.0538k ⋅ 1 + 0.3544) = 647.173 1) ( 12) 2
kJ kg
Lungimea echivalenta a serpentinei in care are loc vaporizarea: L
L
ev
01
− i02
i
:= L02⋅ 01
L
01
− i03 01
i
= 420.804
Pentru ca Lev < Ler vaporizarea incepe in sectia de radiatie Relatia de verificare a presiunii presupune: 2
p
( 1)
:= 0
p
2
+ f ⋅
( w0) p01 d
⋅
01
ρ01
1
p
+
⋅ L01
ρ1
Presiunea la iesirea din cuptor: p
p
f
1
N p
5
1
:= 1.610 ⋅
2
m
Se admite coeficientul de frecare: f
:= 0. 020
Viteza de masa a titeiului: ρ⋅ω
w
0 m ⋅4
w
7
:= 0
3
2
2⋅3600⋅π ⋅ 0.148
= 1.383 × 10
kg 2
m ⋅s
Densitatea amestecului la iesirea din cuptor: ρf ρ1 1
ρ1 :=
e
ρ3
+
1−e
ρ2
Din graficul din fig.22 de la pagina 45 din cartea "Fizico-chimia petrolului",Koncsag C se citeste densitatea amestecului lichid: ρ
ρ
ρ
f d ,t
l
2
2
(
4
)
2
kg ρ : = 790 3 m 2
Masa molara a vaporizatului se citeste din graficul din fig.16 de la pagina 33 din cartea "Fizico-chimia petrolului",Koncsag C: M
(
f d
2 2)
, k
30
kg
M := 165 mol
ρ
ρ
v
3
ρ3 :=
p ⋅ M 1
( 2 + 273)
8314⋅ t
= 5.447
kg 3
m
e := 0.65
ρ1 :=
1
= 8.348
−e + ρ3 ρ2 e
1
kg 3
m
Densitatea titeiului total lichid la intrarea in zona de vaporizare se citeste din graficul din fig.22 de la pagina 45 din cartea "Fizicochimia petrolului",Koncsag C: ρi ρ01 ρ01 f ( d 1 , t12) kg ρ := 690 3 01 m
N p
5
01
:= 18⋅ 10
2
m
2
p
:= 0
p
0
(
p
( w0) p01
2
+ f ⋅ 1)
:= 19.9
d
⋅
02
ρ01
1
p
+
ρ1
⋅ L01 = 1.955×
6
10
bar
Caderea de presiune in zona de vaporizare: ∆ p v p
1
∆ p 3
:= 1.6 bar
∆ p 3 := p0 − p 1 = 18.3
bar
Caderea de presiune a titeiului in zona de incalzire: ∆ p i ∆ p 0 ∆ p 0 := f 1⋅
ρ⋅ w
2 L 03
2
d
⋅
⋅F
02
F := 1
31
Lungimea echivalenta a serpentinei din sectia de radiatie in care are loc incalzirea: − L01 = 89.796
L
02
Lungimea echivalenta a serpentinei din sectia de convectie pentru un circuit: L
L
ec
L
04
:=
04 12⋅ 6 ⋅ ( 14.8+ 50⋅ 0.148) 2
= 799.2
Lungimea echivalenta a serpentinei in care are loc incalzirea: L
L
ei
03
:= 89.796+ L04 = 888.996 03
L
200 + 270
= 235
∆°C Temperatura medie a titeiului in zona de incalzire: 2 Densitatea titeiului in zona de incalzire se citeste din graficul din fig.22 de la pagina 45 din cartea "Fizico-chimia petrolului",Koncsag C:
ρ
f d
1
, t := 235 kg 3
ρ := 740 m
Viteza medie a titeiului: w
m ⋅4 7
:=
(
2⋅ 3600⋅ ρ⋅ π ⋅ d
)
2
= 1.869
02
m s
(se citeste din graficele de la pagina 320 din "Procese de transfer termic si utilaje specifice",Dobrinescu D) ν
f k , d 1
1
, t := 235 −6
ν := 0.32910 ⋅ d Re :=
⋅w
02
ν
m s
= 8.408× 105
Coeficientul de frecare corespunzator: := 1
f
0.1694
0.164
= 0.018
Re
32
∆ p 0 := f 1⋅ ∆ p
ρ⋅ w 2 2
L
03
⋅
d
:= 1.404
0
N
⋅ F = 1.404× 105
2
m
02
bar
Diferenta de presiune dinamica a titeiului in cuptor se calculeaza cu metoda Lockhart-Martinelli. ∆ p d ∆ p 4 ρ( l ) ρ4 2 w ( v 2) w 5 ρ( v 2) ρ5 w ( l1) w 6 ρ( l1) ρ6 w
w
( l2)
Y
4
Y
Y
v
2
ρ4⋅ ( w 4) 2
∆ p 4 :=
2
m
m
m
m
Y
l
1
ρ5⋅ ( w 5) 2
⋅ Y1 +
2
⋅ Y2 −
ρ6⋅ ( w 6) 2 2
( l2)
8
( v 2)
9
m w
4
Y
1
:=
8
ρ4⋅ Y1⋅ d02
:= f ( X ) m
w
:= 5
Y
2
9
ρ5⋅ Y2⋅ d02
:= 1 − Y1
Parametrul Lockhart-Martinelli: X
0.9
1−e
:=
e
µ( v ) 2
⋅
µ5
ρ 5
µ( l ) 2
0.5
⋅
ρ4
µ 4
0.1
µ5
µ4
Pentru titei la intrare in cuptor: ρ6
(
f d
,t
1 1
)
kg ρ := 775 3 6 m m ⋅4 7 w := 6
⋅ π ⋅ ( d02) 6
2⋅ 3600⋅ ρ
2
= 1.785
m s
Densitatea lichidului la iesire din cuptor: 33
ρ4
f d
,t
4 2
kg
ρ := 790 3 4 m
Densitatea vaporilor la iesirea din cuptor: kg
ρ5 := 5.446
3
m
Vascozitatea lichidelor la iesirea din cuptor:
ν l ( 2) ν4
ν4
f k , d 2
,t
4 2 2
−6m
ν4 := 0.42510 ⋅
s
µ4 := ν4⋅ ρ4 = 3.357× 10−
kg
4
m⋅s
Vascozitatea vaporilor la iesirea din cuptor: (
µ5
f M, t
2
)
kg
µ5 := 8.710 ⋅ − 6 m⋅ s X
0.9
1−e
:=
e
⋅
ρ 5 ρ4
0.5
⋅
µ 4 µ5
0.1
= 0.069
Fractia volumica a lichidului la iesire: Y
f (X)
1
Y := 0.04 1
Y
2
:= 1 − Y1 = 0.96
Viteza lichidului la iesire din cuptor: w
4
m ⋅ 0.35⋅ 4 7
:=
⋅ π ⋅ ( d 02) 1
2⋅ 3600⋅ ρ ⋅ Y 4
2
= 15.319
m s
Viteza vaporilor la iesire din cuptor: w
m ⋅ 0.65⋅ 4
7
:= 5
⋅π ⋅ d 5 2 ( 02)
2⋅ 3600⋅ ρ ⋅ Y
2
= 171.941
m s
Aceasta viteza trebuie sa fie mai mica decat viteza sunetului in conditiile corespunzatoare: w w
s 0
w
:=
0
k ⋅
R M
⋅ T2
34
w
:= 0
1.3333⋅
8314
m
165
s
⋅ ( 31 0 + 2 73) = 197.907
Se constata ca w
5
∆ p 4 := ∆ p 4
0
2
ρ4⋅ ( w 4)
2 := 0.797
⋅ Y1 +
ρ5⋅ ( w 5)
2
2
⋅ Y2 −
ρ6⋅ ( w 6) 2
2 4
= 7.976× 10
N 2
m
b a r
Diferenta de presiune de pozitie se neglijeaza. Presiunea necesara a titeiului la intrarea in cuptor: p := p
1
+ ∆ p 3 + ∆ p 0 + ∆ p 4 = 22.102 bar
Capitolul III III.1.Dimensionarea preincalzitorului de aer Se admite lungimea preincalzitorului 6 m;latimea preincalzitorului 2 m(egala cu latimea sectiei de convectie);tuburi cu diametrul exterior 42,2 mm si diamtrul interior 32,5 mm asezati in triunghi echilateral cu latura s1=
1.5⋅ d
Sarcina termica a preincalzitorului: Q
Q
aer
9
kJ
:= 9.463910 ⋅ 6h 9 Q ⋅ 1000 9 6 Q := 2.629× 10 = 10 Q
3600
W
Preincalzitorul se realizeaza cu 2 pasuri pentru aer si cu circulatia aerului transversala pe lungimea preincalzitorului. Calculul diferentei medii de temperatura: 400
1 8 0
2 5 0
1 0
1 5 0
1 7 0
∆t c ∆t 1 ∆t 1 :=
17 0 − 15 0
170 ln 150
= 159.791 ∆°C
35
1 1−
∆t 0 := ( ∆t 1)
1 N 0
∆t 2 ⋅ 1 ln ∆t ∆t 1 + 2 ⋅ln 1 − 3 ∆t 3
N
∆t
0
∆t 4
: =2
∆t
int
∆t
N 0
∆t
ext
2 3
∆t intrari ∆t 4 ∆t 2 := 40 0 − 1 80 = 220 ∆°C ∆t 3 := 250 − 10 = 240 ∆°C ∆t 4 := 400 − 10 = 390 ∆°C
∆t 0 := ( ∆t 1)
1 1− N 0
∆t 2 ⋅ ln 1 ∆t ∆t 1 + 2 ⋅ ln 1 − 3 ∆t 3
1 N 0
= 129.8
∆t 4
∆°C
Aceasta valoare este mai defavorabila decat cea obtinuta cu relatia generala. Se presupune: k
k
ed
01
W
k
01
:= 12 2 m ⋅C
Tensiunea termica: T
t
T
11 W
T
11
:= k 01⋅ ∆t 0 = 1.558×
3
10
2
m
Aria de transfer de caldura necesara: A
e
A
11
36
Q A
11
10
:=
⋅ ∆t 0
k
= 1.688×
3
10
2
m
01
Numarul de tuburi pe un sir transversal pe directia curgerii(pe lungimea de 6 m): =6 l:
:= 0.042 s := 1.5d ⋅ 11 = 0.063 1 d
11
n :=
l s
− 0.5 = 94.287
1
Numarul de siruri de tuburi(pe latimea de 2 m): s
:= 2
l
0
3
:=
2
2
⋅s
1
= 0.055
l n
0
:=
0
s
= 36.483
2
Numarul total de tuburi: 94⋅36 = 3.384 × 10
3
Lungimea tuburilor: A
:= 0
L
11
3384⋅ π ⋅ d
= 3.764 11
In cele ce urmeaza se vor calcula
i si
,pentru a se verifica k
α
e d
pres upus
Calculul lui tuburilor: α i α c α rg
,pentru gazele de ardere care circula prin interiorul
i
α 11 α 12 α 13
α11 := α12 + α13
Debitul volumic de gaze de ardere,la temperatura medie: t t
t
g
13
V
0
:=
:=
13 400 + 180 2 B⋅ n
5
3600
= 290 t
⋅ 22.4⋅
13
∆°C
+ 273
273
3
= 18.247
m s
37
Sectiunea de curgere: d d
d
e
12
12
:= 0.032
3384⋅
π ⋅ ( d 12) 2
= 2.806
4
2
m
Viteza medie a gazelor de ardere: V w :=
0
2.806
= 6.503
m s
Proprietatile fizice medii pentru gazele de ardere la 290 ∆°C W
λ 0 := 0.0474 m⋅ C − 6 kg
µ0 := 27.15610 ⋅
m⋅ s
Pr := 0.652 N 2
5
p := 1.013210 ⋅ m kg
M := 28.72 kmol
R := 8314 T
13
:= t13 + 273 = 563 ∆°C
ρ0 :=
p ⋅ M R⋅ T
3
m
13
d Re :=
Nu
kg
= 0.622
⋅ w ⋅ ρ0
12
µ0
= 4.839× 103
:= 0.02 3Re ⋅ 0.8⋅ Pr 0.4⋅ 1 −
= 14.784
600000 1.8
Re
α12 :=
Nu ⋅ λ d
0
W
= 21.593
2
m ⋅C
12
α13 := α( CO ) + αH2O 2 l := 0.9⋅ d = 0.029 12 p p
( CO 2)
( CO2)
p
H2O
:= 0.113
⋅ l = 3.305× := 0.122
bar
−3
10
bar ⋅
bar
38
p
−3 l = 3.568 3.568× 10 ⋅ H2O
b a r
e
e
e
e
⋅
0
0
:= 0.9
Se admite temperatura medie a ecranului: t t
t t
t
e
14
t
a
15
:=
15
10 + 250
= 130
2
∆°C
2
:= t13 − ⋅ ( t13 − t15) = 183.333 14
:= t14 + 14
T
3 273 = 456.333
∆°C
K
0.4 3.2 3.2 0.65 p l ⋅ ⋅ T13 T14 T13 0 ( CO2) ⋅ − ⋅ = 0.958 t −t 100 100 T 13 14 14
10.35e ⋅
α CO := ( 2)
(
x := 2. 32 32 + 1. 37 37⋅ p
α
0.3333
2
m ⋅C
= 2.529
α
H2O
14
e
α14 :=
⋅l H2O )
W
0
46.52− 84.9p 84.9p ⋅ ( 46.52 ⋅ H2O⋅ l) ⋅ ( pH2O ⋅ l) 0.6 t
13
− t14
T x T x 13 14 ⋅ − = 0.432 100 100
W 2
m ⋅C
W
α13 := α CO + α14 = 1.391 ( 2)
2
m ⋅C
W
α
α
2 15 m ⋅ C
i
α15 := α12 + α13 = 22.984
Calculul lui α,pentru aerul care circula prin spatiul intertubular. Sectiunea minima de curgere: S
min
S
0
L 0.042 2) ⋅ := ( 6 − 94⋅ 0.04 0
S
0
2
= 3.862
2
m
Debitul volumic de aer la temperatura medie si presiunea normala atmosferica: L
1
:= 0.611
39
V :=
B⋅ L
1
3600
t
⋅ 22.4 +
15
+ 273
273
3
m
= 9.644
s
Viteza aerului: w
0
:=
V
= 2.497
S
m s
0
1
Nu
:= C⋅ β ⋅ Re0.6⋅ Pr 3
Pentru asezare in triunghi: C := 0. 3
Pentru un numar de siruri mai mare decat 10 2*36=72 siruri).
β := 1(in
acest caz sunt
Proprietatile fizice ale aerului la 130 de grade si presiune atmosferica: W
λ := 0.0341
2
m ⋅C 2
ν := 26.6310 ⋅ − Pr := 0. 6 8 d ⋅w 11 0 Re :=
ν
Nu
m 6
s
3 3.957 7× 10 = 3.95
:= C⋅ β⋅ Re0.6⋅ Pr 0.3333 = 41.898 W
α
e
α16 :=
α
2 16 m ⋅ C
Nu ⋅ λ d
= 33.905
11
Coeficientul global de transfer de caldura: k
ed
:= 02
k
k
02
1 d
11
α15⋅ d 12
d
+ R 1⋅
d
11 12
d
+
11
2⋅ λ
d11
⋅ ln
0
d
12
+ R 2 +
1
α16
Pentru gaze de ardere: R
( d i)
R
1
40
2
R
1
m ⋅C
:= 0.0017
W
Pentru aer: R
R
( de)
2 2
R
2
:= 0.00034
m ⋅C W
Pentru otel carbon la: t
= 183.333 ∆°C
14
W λ := 42 0 m⋅ C 1
:= 02
k
d
d
11
α15⋅ d12
+
⋅ 1
R
d
11
d
+
11
2⋅ λ
12
d11
⋅ ln
0
d
12
= 11.274 +
+ 2
R
1
W
α16
m ⋅C
2
(S-a propus Ked=12 W/m2*C ) Verificarea temperaturii ecranului: k t := t
13
−
⋅ ( t13 − t15) ⋅ d11
02
= 188.09
α15⋅ d12
∆°C
(S-a propus te=183 C) III.2.Caderile de presiune pe circuitul gazelor de ardere Tirajul necesar la baza cosului se obtin prin insumarea tuturor caderilor de presiune de pe circuitul gazelor de ardere,pana la baza cosului. Se admite caderea de presiune a gazelor de ardere,prin frecare,in sectia de radiatie: N
∆ p
1
:= 5 2 m
Caderea de presiune cauzata de reducerea sectiunii de curgere,la trecerea din sectia de radiatie in sectia de convectie: ∆ p 2 :=
2 2 ρ⋅ ( w 2)
A 0.53334 0.53334− 0.51667 0.51667⋅
A
⋅
1
2
(se calculeaza acoperitor,cu neglijarea unghiului de convergenta) A
1
:= 14.24 ⋅ = 56.8
2
m
41
A
2
:= 14.22 ⋅ = 28.4
2
m
Densitatea gazelor de ardere la t
:= 900
8
∆°C
3 9 00 + 273 = 1.173× 10 := 8
T
K
R := 8314
N 2
5
p := 1.0132 ⋅10 m kg
M := 28.72 kmol
ρ :=
p⋅ M
kg
= 0.298
R⋅ T
3
8
m
Viteza gazelor de ardere in sectiunea finala: w
:= 2
B⋅ m
5
3600⋅ ρ⋅ A
∆ p 2 :=
= 1.339
m s
2
2 2 ρ⋅ ( w 2)
A 0.53334− 0.51667⋅
A
⋅
1
2
= 0.074
N 2
m
Caderea de presiune cauzata de frecare,in sectia de convectie(asezare in triunghi s1/de<1,885): 1.93⋅ ρ ⋅ w 1
∆ p 3 :=
2
⋅ ( n 0 + 1) ⋅
d
01
s
1
0.25
Re
(w se ia in sectiunea minima de curgere) Densitatea gazelor de ardere,in sectia de convectie: T
14
ρ1 := x
:= 923 p ⋅ M R⋅ T
K
= 0.379
kg 3
m
14
ρ1⋅ w kg 2
x := 0. 817 m ⋅s
w :=
d
01
x
ρ1
= 2.156
m s
:= 0.168
42
−6
µ := 38.27410 ⋅ d Re :=
s
⋅x
01
µ
kg m⋅ s
= 3.589× 103
:= 0.305
1
N
n
:= 12
0
2
m
1.93⋅ ρ ⋅ w
2
⋅ ( n0 + 1) ⋅
1
∆ p 3 :=
d
01
s
1
= 4.242
0.25
Re
Caderile de presiune cauzata de reducerea sectiunii de curgere,la trecerea din sectia de convectie in tevile preincalzitorului: ∆ p 4 := A
01
A
2 ρ2⋅ ( w02)
A 02 ⋅ 0.53334− 0.51667 A
⋅
01
:= 14.22 ⋅ = 28.4
2
2
m
:= 2.807 2 m
(aria sectiunii interioare a tuburilor) Densitatea gazelor de ardere la 400C. 02
= 673 T:
ρ2 := w
p ⋅ M R⋅ T
:= 02
∆ p 4 :=
∆°C kg
= 0.52
3
m
B⋅ m
5
3600⋅ ρ ⋅ A 2
= 7.775
m s
02
A 0.53334− 0.51667⋅
A
2 w ) ρ ⋅ ( 02 2 02
⋅
01
2
= 7.582
N 2
m
Căderea de presiune prin frecare în ţevile preîncălzitorului: Re := 5177 kg
ρ := 0.6227
w
:= 6.94
3
m
m s
L : = 3 .9 3
5
Pentru Re= 10 ...10
43
0.4205
f :=
= 0.053
0.243
Re
∆ p 5 := f ⋅
ρ⋅ w 2 2
⋅
L d
= 96.263
N 2
m
12
Căderea de presiune cauzată de mărirea secţiunii de curgere la ieşirea din ţevile preîncălzitorului: 2
A := 2.807
m
1
2
A2=12 m o Densitatea gazelor de ardere la 180 C kg
p⋅ M
ρ :=
= 0.764
8314458 ⋅
3
m
Viteza gazelor de ardere în tuburile preîncălzitorului,la ieşire: w
:= 1
B⋅ m
5
3600⋅ ρ⋅ A
∆ p 6 :=
m
= 5.291
s
1
2 2 1 ρ⋅ ( w1)
A 1−
A
⋅
2
2
= 6.279
N 2
m
Căderea de presiune cauzată de reducerea secţiunii de curgere,la intrarea în coş: ∆ p 7 :=
2 2 ρ⋅ ( w 2)
A 0.53334− 0.51667⋅
A
⋅
1
2
(se calculează acoperitor,cu neglijarea unghiului de convergenţă) A
1
:= 12 2 m
o
Debitul volumic de gaze de ardere la 180 C V :=
B⋅ m
3
5
= 14.852
3600⋅ ρ
m s
Se admite diametrul interior al coşului: Di := 1.5
Viteza gazelor de ardere în coş(la intrare): w
:= 2
V⋅ 4 2
= 8.409
π ⋅ Di
s
2
A
2
:=
π ⋅ Di 4
m
= 1.766
2
m
44
∆ p 7 :=
2 2 ρ⋅ ( w2)
A 0.53334− 0.51667⋅
A
⋅
1
2
= 12.357
N 2
m
Căderea de presiune cauzată de registrul de gaze de ardere: 7−10⋅ 0.6
∆ p 8 := 2
⋅
ρ⋅ ( w2)
2
2
N
= 54.042
2
m
Se admite x=0,6(fracţia secţiunii libere) Înainte de a se calcula diferenţele de presiune statică,se stabilesc cotele spaţiilor libere caracteristice: -distanţa de la sol până la podeaua de radiaţie 2,8 m -distanţa de la partea superioară a radiaţiei până la fasciculul de tuburi din convecţie 0,6 m -distanţa de la fasciculul convecţiei până la spaţiul de racordare convecţie-preîncălzitor 0,4 m -înălţimea spaţiului de racordare convecţie-preîncălzitor,pentru o un unghi de 30 C 14. 2 − 6 2
⋅ tg( 30 ) := 2.367 o
-distanţa de la tuburile preîncălzitorului până la spaţiul de racordare preincalzitor-cos 0,4 m -înălţimea spaţiului de racordare preincalzitor-cos,pentru un o unghi de 30 C 6 − 1.5 2
⋅ tg( 30o) := 1.299
Diferenţa de presiune statică în secţia de radiaţie: ∆ p 9 := −H⋅ ( ρ01 − ρ02) ⋅ g
o
Densitatea aerului atmosferic la 10 C M
a
M
01
ρa ρ01 M
01
:= 28.84
45
M
ρ01 :=
01 273
⋅
22.4 283
kg
= 1.242
3
m
Înălţimea secţiei de radiaţie: H : = 5 .8+ 1 = 6 . 8
Temperatura medie în focar t
9
:= 940
∆°C
Densitatea gazelor de ardere la această temperatură: ρg ρ02
M := 28.723 M
ρ02 :=
⋅
273
22.4 1213
kg
= 0.289
3
m
g : = 9 .8 N
∆ p 9 := −H⋅ ( ρ01 − ρ02) ⋅ g = −63.6
2
m
Diferenţa de presiune statică în secţia de convecţie se calculează asemănător: H := 0.6 + 3.072+ 0.4 = 4.072 kg M⋅ 273 ρ02 := = 0.379 3 22.4923 ⋅ m o
la650 C N
∆ p 10 := −H⋅ ( ρ01 − ρ02) g = −34. 463
2
m
Diferenţa de presiune statică în preîncălzitor,inclusiv cele 2 spaţii de racordare: H := 2.3 67 + 3 .95 6+ 0.4 + 1.299 = 8.022
ρ02 :=
M⋅ 273 22.4563 ⋅
kg
= 0.622
3
m
o
la 290 C N
∆ p 11 := −H⋅ ρ01 − ρ02 ⋅ g = −48.809
2
m
Tirajul necesar la baza coşului: ∆P := ∆ p 1 + ∆ p 2 + ∆ p 3 + ∆ p 4 + ∆ p 5 + ∆ p 6 + ∆ p 7 + ∆ p 8 + ∆ p 9 + ∆ p 10 + ∆ p 11 = 38.966
III.3.Verificarea coşului 46
Din calculele anterioare,se poate constata că,lăsându-se deschis registrul de gaze,nu este necesarul pentru a se asigura circulaţia gazelor de ardere.Din motive de securitate, s-a impus că evacuarea gazelor de ardere în atmosfera să se facă la cota de 45 de m faţă de sol. Cota bazei coşului are valoarea: 2 .8 + 6 .8 + 4.072+ 8.022= 21.694
Înălţimea necesară a coşului: H := 45 − 21. 694 = 23.306
Tirajul realizat de coş: ∆P 1 := H⋅ ( ρa − ρg) ⋅ g − f ⋅
ρg⋅ w2 2
⋅
H Di
−
ρv ⋅ ( w v ) 2 2
Se presupune o cădere de temperatura a gazelor de ardere în coş de 14 grade,deci temperatura la vârful coşului: t
t
c
t
01
01
:= 180 − 14 = 166
∆°C
Densitatea gazelor de ardere la vârful coşului: ρv ρ03 ρ03 :=
kg
M⋅ 273 22.4439 ⋅
= 0.797
3
m
Viteza gazelor de ardere la vârful coşului: w w
v
w
:= 3
3
B⋅ m ⋅ 4 5
2
3600⋅ ρ
= 8.06
⋅ π ⋅ 1.5 03
m s
Temperatura medie a gazelor de ardere în coş: t
:= 0
180 + 166 2
= 173
∆°C
Densitatea gazelor de ardere la această temperatură: ρg ρ02 ρ02 :=
M⋅ 273 22.4446 ⋅
kg
= 0.785
3
m
Viteza medie a gazelor de ardere în coş:
47
B⋅ m ⋅ 4 5
w :=
2
⋅ ( ρ02)
3600⋅ π ⋅ 1.5
2
= 10.432
m s
Vâscozitatea gazelor de ardere la 173 ∆°C −6
µ := 22.78710 ⋅ Di⋅ w ⋅ ρ
02
Re := f :=
µ
0.1694 0.164
kg m⋅ s
5
= 5.39× 10
= 0.019
Re
2
∆P 1 := 23.306⋅ ( 1.242− 0.785) ⋅ 9.81 − 0.019⋅
⋅ 0.78510.432 23.306 ⋅
2
1.5
−
0.797⋅ ( 8.06) 2
N
2
= 65.987
2
m
Acest tiraj realizat de coş fiind mai mare decât tirajul necesar se poate reduce deschiderea registrului de gaze de ardere pentru a se majora tirajul necesar.Calculul deschiderii necesare a registrului de gaze de ardere: N
∆P 1 − ∆P := 65.987− 38.966= 27.021
2
m
Căderea de presiune pe care trebuie să o realizeze registrul: n
∆ p := 27.0 21+ ∆ p 8 = 81.063 7−10 ⋅ x
∆ p := 2
2
m
2
⋅0.764⋅ 8.409 − 2 2⋅ ∆ p
⋅ 0.7648.409 7 − 10⋅ x := ln
ln( 2)
x :=
7
− 2 .7 69 10
= 0.423
În cele ce urmează se verifică temperatura de la vârful coşului,presupusa. Căldura pierdută prin peretele coşului: Q := k ⋅ A e
⋅ ∆t
e
∆t := t0 − 10 = 163 ∆°C
Coşul este construit din tabla de oţel cu grosimea de 12 mm. D e: = D i+ 2⋅ 0 . 0 1=2 1 .5 2
Aria exterioară a coşului: A
e
A
1
48
De := 1 .52 A
2
:= π ⋅ De⋅ H = 111.528 1
m
Coeficientul global de transfer de căldură: k
k
e
0
1
:= 0
k
De
αi⋅ Di
λ p
⋅ ln
De
+
2⋅ λ
+ 1 Di αe De
p
λ0 W
λ 0 := 4
m⋅ C
Pentru oţel carbon se ia Coeficienţii parţiali de transfer de căldură au expresiile: αi := αcf + αrg
αe := αce + αrp
Calculul coeficientului de convecţie forţată pentru gazele de ardere. Gazele de ardere au la 17 ∆°C W
λ := 0.0376 m2⋅ C
P r: = 0 .6 7 Re := 429316.56 0.8
0.4
:= 0.023Re ⋅ ⋅ Pr αcf α01
Nu
α01 :=
Nu ⋅ λ Di
= 630.63 W
= 15.818
2
m ⋅C
Calculul coeficientului de transfer de căldură prin radiaţia gazelor de ardere. αrg α02 α02 := α CO + α H O ( 2) ( 2 ) l := 0.9⋅ Di = 1.35 p CO
p
01
p
0
p
01
:= 0.11
p
t
p
2
p
bar
⋅ l = 0.153
bar ⋅
⋅ l = 0.165
bar ⋅
01 02
= 173 ∆°C
T
0
H2O 02
p
02
:= 0.12
:= t0 +
273 = 446
ba
K
49
Se presupune t t
t
e
1
2
1
T
:= t0 − ⋅ ( t0 − 10) = 107.8
∆°C
5
1
:= t1 +
α CO ( 2)
α03 :=
273 = 380.8
K
α03 10.35e ⋅ t
p ⋅l 0 ( 01 )
0
0.4
− t1
(
x := 2.32 + 1.37⋅ p
T 0 ⋅ 100
3.2
T1 − 100
3.2
⋅
0.6 T 0
T
1
W
= 2.715
2
m ⋅C
0.3333 ⋅ l) = 3.071 02
αH2O α04 e
α04 :=
⋅ 46.52− 8.49p ⋅ 02⋅ l) ⋅ ( p02⋅ l) 0( t
0
0.6
− t1
T x T x 0 1 ⋅ − = 8.006 100 100
W 2
m ⋅C
W
α02 := α03 + α04 = 10.721
2
m ⋅C
αi α1 W
α1 := α01 + α02 = 26.539
2
m ⋅C
Calculul coeficientului de convecţie liberă pentru aer,cu relaţia simplificată: αce α05 α05 := 2.56⋅ ( t p − t a)
0.25
Temperatura peretelui la exterior: t
p
t
1
t
1
= 107.8 ∆°C W
α05 := 2.56⋅ ( t 1 − 10)
0.25
= 8.051
2
m ⋅C
50
Calculul coeficientului de transfer de căldură prin radiaţia peretelui: αrp e
1
α06 := 0.95
T 4 4 1 283 α06 := ⋅ − = 8.048 t − 10 100 100 1 ⋅ 5.67e
W
1
2
m ⋅C
αe α2 W
α2 := α05 + α06 = 16.099
2
m ⋅C
W
λ 0 := 4
m⋅C 1
:= 0
k
De
De
+
α1⋅ Di
2⋅ λ
⋅ ln
= 9.932
+ Di α2 De
0
1
W 2
m ⋅C t
Verificarea temperaturilor te şi t t
e
01
t
p
t
02
t
p
01 0
:= t0 − t
( 0 − 10)
k ⋅ t
α1
⋅
De
= 111.02
Di
∆°C
faţa de 107.8 ∆°C
02
(
k ⋅ t 0
:= 10 +
0
− 10)
= 110.564
α2
∆°C
faţa de 107.8 ∆°C
Căldura pierdută de gazele de ardere în coş: Q := k ⋅ A 0
:= Q⋅ 1
Q
5
⋅ ∆t = 1.806× 1
3600 1000
= 6 .5 ×
10
5
10
W
kJ h
Entalpia gazelor de ardere la vârful coşului: i
tv
i
0
Q
:= i8 − 0
i
1
B
= 3 .4 × 1 03
kJ kgcomb
Temperatura gazelor de ardere la vârful coşului; t
v
t
2
51
i t
0
:= 2
n ⋅ 39.72 + n ⋅ 33.87 + n ⋅ 29.27 + n ⋅ 29.8 1
2
3
= 165.36 ∆°C
4
III.4.Calculul circuitului de aer Se stabilesc diametrele şi lungimile tubulaturii de aer şi se calculează căderile de presiune pe circuitul de aer şi puterea consumată de ventilator. Căderea de presiune pe conducta de aer rece dintre ventilator şi preîncălzitor. Lungimea tronsonului vertical al conductei: ( 2.8 − 1.5)
+
5.8 + 1 + 0.6 + 3.072+ 0.4 + 2.367+
3 4
⋅ 3.956= 17.506
Lungimea tronsonului orizontal al conductei:3 m. Lungimea totală a conductei: 1 7 . 5 +0 63 = 2 0 . 5
Debitul volumic de aer rece (se neglijează încălzirea în ventilator;presiunea este practic egală cu presiunea atmosferică): B⋅ n ⋅ 22.4 5
V :=
⋅
3600
273 + 1 0 273
3
= 9.172
m s
Se admite m w := 1 s
Diametrul interior al conductei: d d
i
d
:= 0
0
4⋅ V
π ⋅w
= 0.987
Lungimea echivalentă a conductei(un cot de 90): Le := 2 0. 506+ 2 0⋅ d
0
= 40.241
Pentru aer la 1 ∆°C 2
ν := 14.1610 ⋅ −
6
m
s kg
3 ρ: = 1.242 m
52
d ⋅w 0
Re := f :=
ν
= 8.362× 105
0.1694
= 0.018
0.164
Re
∆ p 01 := f ⋅
ρ⋅ w
2
⋅
2
Le d
N
= 66.004
2
m
0
Secţiunea preîncălzitorului alimentată cu aer are lungimea de 6 m şi înălţimea de 3,956/2=1,978 m.Se admit,pentru o mai bună repartizare a aerului,trei intrări,fiecare alimentând o secţiune de 2*1,978 m^2.Cutia de distribuţie este alimentată de conducta unică de aer rece şi distribuie aerul pe trei conducte.Pentru că viteza de ieşire să fie egală cu viteza de intrare,aceste conducte vor avea diametrul interior: d d
i
d
01
4⋅ V
:= 01
3⋅ 12⋅ π
= 0.57
Ele pot fi cuplate la preîncălzitor prin trunchiul de con. Căderea de presiune în cutia de distribuţie(intrarea frontală): A y
A
1 2
y := 1
∆ p 02 := ( 1.1 +
0. 7⋅ y ) ⋅ 2
ρ⋅ w 2
2
N
= 160.963
2
m
Căderea de presiune cauzată de mărirea secţiunii de curgere la intrarea în preîncălzitor:
2
1 ρ⋅ w2 ∆ p 03 := 1 − ⋅ A A
∆ p 03 :=
1−
2
2
(
3⋅ π ⋅ d
2 )
01
4⋅ 6⋅ 1.978
2
⋅
ρ⋅ w 2 2
N
= 78.277
2
m
Căderea de presiune la trecerea dublă peste fasciculul de tuburi. Pentru aşezarea în triunghi echilateral şi 53
s
1
d
< 1.88
e
∆ p 04 :=
(
1.93⋅ n
+ 1) ⋅ ρ1⋅ ( w1)
0
0.5
s 1 d
2
⋅ Re
0.25
e
Numărul total de şiruri de tuburi: n
:= 2⋅ 36 = 72
0
La temperatura medie a aerului 130 ∆°C m
w
1
:= 3.216
Re := 509 M
ρ1 :=
s z
(în secţiunea minimă)
s
273
⋅
22.4 273 + 130
= 0.869
1
d
e
z := 1.
∆ p 04 :=
(
1.93⋅ n
0
( z)
+ 1) ⋅ ρ1⋅ ( w 1)
0.5
2
= 122.32
0.25
⋅ Re
N 2
m
Căderea de presiune la întoarcerea de 180 din preîncălzitor: ∆ p 05 := C⋅
ρ1⋅ ( w2) 2 2
C := 2
Debitul volumic de aer 12.933 m^3/s. Se ia lăţimea cutiei de întoarcere 0.4 m. w
2
:=
12.933 6⋅ 0.4
∆ p 05 := C⋅
= 5.389
ρ1⋅ ( w 2) 2 2
m s
N
= 25.224
2
m
Se admite viteză în conducta de aer cald 12 m/s. Temperatura aerului preîncălzit 250∆°C Densitatea aburului la această temperatură: ρ2 :=
M
⋅
273
22.4 273 + 250
kg
= 0.669
3
m
54
Debitul volumic de aer preîncălzit: V
0
:= 12.933⋅
27 3 + 250 27 3 + 130
3
= 16.784
m s
Diametrul interior la conductei de aer cald: d
4⋅ V
0
:= 02
π ⋅ 12
= 1.335
Ieşirea aerului din preîncălzitor se face pe trei conducte,care se cuplează printr-o cutie colectoare la conductă unică de aer cald. Diametrul interior al celor trei conducte de evacuare se stabileşte tot pentru w=12 m/s: d
03
4⋅ V
0
:=
3⋅ π ⋅ 12
= 0.771
Căderea de presiune cauzată de reducerea secţiunii de curgere la ieşirea din preîncălzitor: ∆ p 06 :=
2 2 ρ2⋅ w
A 0.53334− 0.51667⋅
A
⋅
1
2
Secţiunea preîncălzitorului (pentru un pas): A
1
:= 6⋅ 1.978 = 11.868
2
m
Secţiunea interioară a celor 3 conducte: A
2
:= 3⋅
π ⋅ ( d 03) 2 4
= 1.399
2
m
m w := 1 s
∆ p 06 :=
2 2 ρ2⋅ w
A 0.53334− 0.51667⋅
A
⋅
1
2
= 22.768
N 2
m
Căderea de presiune în cutia colectoare de aer cald; A y
A
1 2
y := 1
∆ p 07 := ( 1. 1 +
0. 7⋅ y
)⋅
2
ρ2⋅ w 2 2
= 86.746
N 2
m
55
Căderea de presiune pe conducta de aer cald. Lungimea tronsonului vertical al conductei: 1 + 5.8 + 1 + 0.6 + 3.072+ 0.4 + 2.367+
1 4
⋅ 3.956= 15.228
Lungimea tronsoanelor orizontale ale conductei: 2⋅ 3 = 6
Lungimea totală a conductei: 15.228+ 6 = 21.228
Lungimea echivalentă a conductei(2 coturi de 90): Le := 21. 228+ 2⋅ 20⋅ 1.334= 74.588
Pentru aer la 25 ∆°C 2
ν := 40.6110 ⋅ −
⋅ 1.33412
Re :=
f :=
6
ν
0.1694 0.164
m s
= 3.942×
5
10
= 0.02
Re
∆ p 08 := f ⋅
ρ2⋅ w 2 2
⋅
Le 1.334
N
= 55.17
2
m
Legătura între conducta unică de aer cald şi cutia de aer de sub arzătoare se face printr-o cutie de distribuţie cu patru ieşiri.Diametrul acestor conducte de ieşire,pentru w=12 m/s,este: d
:= 03
4⋅16.784 4⋅ 12⋅ π
= 0.667
Căderea de presiune în cutia de distribuţie 2
ρ ⋅w 2 2 ∆ p 09 := 1. 1 + 0. 7⋅ ( y ) ⋅ = 86.746 2
N 2
m
Căderea de presiune la intrarea în cutia de aer de sub arzătoare: ∆ p 10 :=
ρ2⋅ w 2 2
= 48.192
N 2
m
56
Căderea de presiune totală pe circuitul de aer: ∆P := ∆ p 01 + ∆ p 02 + ∆ p 03 + ∆ p 04 + ∆ p 05 + ∆ p 06 + ∆ p 07 + ∆ p 08 + ∆ p 09 + ∆ p 10 = 752.41
Pentru calculul puterii consumate de ventilator se ia ΔPv=1000 N/m^2 (majorare cu aproximativ 30%;pentru siguranţă,pentru acoperirea căderii de presiune în registrele de aer etc.) Puterea consumată de ventilatorul de aer: ηi η1
ηm η2 N
∆Pv := 100
2
m
η1 := 0. η2 := 0. P :=
∆Pv ⋅ V 4 = 1.456× 10 η1⋅ η2
W
57
CAPITOLUL IV Concluzii
Pornind de la datele de proiectare, s-au calculat: căldura preluată de materia primă în cuptor: Q mp=75,7·106 [W] randamentul cuptorului η = 0,860 (randamentele termice ale cuptoarelor tubulare moderne, proiectate îngrijit şi exploatate atent, indică valori de 0,85...0,94 [4]) debitul de combustibil: B=2148[kg/h] căldura preluată de materia primă în secţia de convecţie: Qc=67,8·10 6 [W] căldura preluată de materia primă în secţia de radiţie: Qr =14,24·106 [W] temperatura ţiţeiului la intrarea în radiaţie: t ir =2700C numarul de tuburi din secţia de radiaţie: n t=46 înălţimea secţiei de radiaţie: H=6,8 [m] volumul secţiei de radiaţie: V=372,04[m 3] tensiunea volumetrică: T v=72700 [W/m3] tensiunea termică pentru care s-a dimensionat secţia de radiaţie: T t=42000 [W/m 2], valoare care a fost verificată, rezultând T t=43700 [W/m 2] (această valoare este cu 1% mai mare decât cea admisă) numărul şirurilor de tuburi din secţia de convecţie: n s=12 (valoare verificată prin calcul ns=11,826) tensiunea termică în convecţie: T t=12770[W/m 2] căderea de presiune în zona de încălzire: Δpi = 1,404 [ bar ]
presiunea la începutul zonei de vaporizare: p i=18 [bar] diferenţa de presiune dinamică: Δp d=0,7976 [bar]
58
CAPITOLUL V Măsuri de protecţia muncii şi psi pentru cuptoarele tubulare Amplasarea cuptoarelor se face în conformitate cu prevederile N.D.P.S.I. Ele vor fi prevazute cu: - ferestre de explozie, guri de vizitare, vizoare, podeţe de lucru la cota camerelor coturilor de întoarcere, scara de acces şi scara de salvare cu balustrade; - puncte de racord pentru linia de abur, pentru montarea furtunurilor de incendiu; - conducta de alimentare cu combustibil lichid sau gaze, după tipul cuptorului; - legături de punere la pamânt; - aparate de măsură şi control; - instalaţie fixă de răcire cu apă în exterior. Punerea în funcţiune a cuptoarelor se va face în conformitate cu instrucţiunile de lucru şi protecţia muncii şi cu personal autorizat. Este interzisă aprinderea focurilor la cuptor înainte de executarea următoarelor operaţii: a) verificarea stării construcţiilor şi a legăturilor exterioare; b) controlul canalelor de fum, a registrelor de fum şi a focarelor; c) verificarea interiorului cuptorului şi închiderea gurilor de vizitare şi control a cuptoarelor; d) verificarea şi închiderea robinetelor de dirijare a gazelor la arzătoare; e) verificarea dispozitivelor de protecţie şi a instalaţiilor de stins incendii; f) verificarea blindelor pe conducta de gaze; g) verificarea ventilatoarelor de aer; h) verificarea stocului de combustibil lichid; i) îndepărtarea condensului din separatorul de pe conducta de gaze. Se interzice aprinderea injectoarelor fără folosirea piloţilor. Folosirea benzinei pentru aprinderea focurilor este interzisă. Creşterea temperaturii în cuptor se face progresiv. Este interzisă funcţionarea cuptoarelor când temperatura pe ţeavă şi presiunea în circuit depăşesc valorile din fişa tehnologică. Se va respecta regimul de lucru permis, privitor la debite, presiuni şi temperaturi. Nu este permis ca flăcările să atingă tuburile. La controlul vizual al camerei de foc, se vor folosi obligatoriu ochelari de protecţie cu filtre colorate corespunzător. În timpul funcţionării cuptoarelor, injectoarele de combustibil lichid care nu funcţionează se vor retrage din locaş, pentru a nu fi deteriorate. Nu este permisă funcţionarea cuptoarelor, când presiunea în circuit depăşeşte presiunea maximă admisă pentru exploatare şi când temperatura pe ţeavă depăşeşte temperatura admisă pentru calitatea oţelului utilizat. La oprire scăderea temperaturii se face progresiv, la fel şi alimentarea, până la închiderea completă a ventilelor de alimentare cu combustibil 59
Este interzisă deschiderea serpentinei cuptoarelor înainte de efectuarea operaţiilor de golire, aburire, depresurizare şi blindare a liniilor de alimentare. Răcirea zidăriei şi a armăturilor se face lent. În timpul lucrului în interiorul cuptorului sau în canalele de gaze, muncitorii vor fi echipaţi conform normativului şi în mod special vor purta casca de protecţie, ochelari de protecţie şi masca de praf. Este interzis lucrul în interior şi lucrul cu foc fără permis de lucru special întocmit conform reglementărilor în vigoare şi fără aprobarea maistrului şef de schimb. Nu este permisă blocarea cu materiale a gurilor de acces în cuptor sau a canalelor de gaze. Activitatea de exploatare, revizie şi reparaţie executată se va face conform normelor de protecţia muncii şi P.S.I. în vigoare.
60
