UNIVERSITATEA TEHNICA CLUJ NAPOCA FACULTATEA DE INGINERIA MATERIALELOR SI A MEDIULUI SPECIALIZARE INGINERIA SI PROTECTIA MEDIULUI IN INDUSTRIE
PROIECT BAZELE ENERGIEI DURABILE
RECUPERATOR DE CALDURA
Indrumator Proiect: Sef Lucrari Dr.Ing Cristina Deac
Student: Derjan Vlad Gheorghe Grupa 3731/2
Cuprins: 1. Memoriul tehnic………………...................................................... ..3 1.1. Obiectul proiectului.......................................................... …..3 1.2. Caracteristici tehnice……………………...............................3 1.3. Descrierea constructive si functionala a recuperatorului….. ..4 1.4. Aspecte ergonomic, estetice si de protectia muncii…............ 5 2. Memoriu justificativ de calcul termic..............................................6 2.1. Calculul arderii combustibilului…………………..................6 2.1.1Notiuni generale…………………………………………6 2.1.2Calculul arderilor combustibililor gazosi………………..7 2.1.3 Calculul entalpiei gazelor de ardere……………………13 2.2. Bilantul termic al recuperatorului……………......................18 2.3. determinarea suprafetei de schimb de caldura………...........21 2.3.1. Predimensionarea geometriei de curgere…...................21 2.3.2. Calculul coeficientului global de schimb de caldura………………………………………………... 24 2.3.2.1Calculul coeficientului de conventie……………..26 2.3.2.2 Calculul coeficientului de radiatie……………….29 2.3.3. Calculul diferentei medii de temperature…………......31 2.3.3.1 Calculul coeficientului gazului de ardere………..32 2.3.3.2 Calculul coeficientului schimbatorului de caldura a aerului…………………………………33 2.3.4. Stabilirea suprafetei de schimb de caldura si a dimensiunilor finale ale recuperatorului....................... 33 2.3.4.1 Calculul lungimii tevilor………………………..34 2.3.4.2 Calculul suprafetei de schimb de caldura………34 2.3.4.3 Numarul de treceri ale aerului peste fascicolul de caldura………………………………………34 3.Calculul gazodinamic al recuperatorului 3.1.
Determinarea pierderilor de presiune pe traseul gazelor de ardere
3.2.
Determinarea pierderilor de presiune pe traseul aerului
3.3.
Alegerea ventilatorului
4.Calculul de eficienta economica 4.1 Stabilirea economiei de combustibil 4.2 Costul investitiei 4.3 Termenul de recuperare al investitiei 5.Bibliografie…………………………………………………………..35
1. MEMORIU TEHNIC
1.1. Obiectul proiectului Obiectul proiectului il constituie proiectarea unui recuperator de caldura destinat preincalzirii aerului de combustie la un cuptor industrial cu regim continuu de functionare prin recuperarea caldurii din gazele de ardere evacuate.
1.2. Caracteristici tehnice a) Tipul functional de recuperator: - convectiv. b) Tipul constructiv al recuperatorului: - metalic cu fascicul de tevi. c) Debitul de combustibil: B = 15*n m3N/h B= 210 m3N/h d) Tipul combustibilului: Gaz Natural: G.N. STAS 3317/67 HI = 35600 [Kj/ m3N] e) Compozitia chimica a combustibilului: CH4
- 97,6%
C2 H2 - 0,5 % CO2
-
0,3 %
H2
- 0,5 %
O2
- 0,4 %
N2
-1
%
f) Coeficientul excesului de aer:
g) Temperatura gazelor la intrarea in recuperator:
t 1' = 11000 C h) Temperatura aerului la intrare in recuperator:
t 2 ' =20 0 C i) Temperatura de preincalzire a aerului:
t 2 " =450 0 C
1.3. Descriere constructiva si functionala a recuperatorului Recuperatoarele sunt acele instalatii care folosesc cantitatea de caldura fizica continuta in gazele de ardere evacuate in urma desfasurarii unor procese termice metalurgice sau de alta natura, in scopul preincalzirii aerului de combustie, sau in scopul incalzirii altor fluide. Recuperatoarele pot fi convective sau radiante in functie de modul de transmitere a caldurii. In recuperatoarele convective transmiterea caldurii de la gazle de ardere la suprafata de schimb de caldura se face in proportie de cca. 80% prin convectie, motiv pentru care sunt necesare viteze de circulatie relativ ridicate care sa asigure valori mai mari coeficientilor de convectie. Cele mai raspandite tipuri de recuperatoare convective sunt cele cu tevi netede de otel, datorita simplitatii constructiei si bunei lor etanseitati. In majoritatea cazurilor, tevile folosite in acest scop sunt laminate, realizate din otel carbon obisnuit , si mai rar din otel carbon termorezistent. Ele sunt constituite dintr – un fascicul de tevi fixate la ambele capete prin sudare sau mandrinare in placi tubulare si o carcasa in care se introduce intreg ansamblul al fasciculului de tevi. Agentul incalzit poate sa circule atat prin interiorul tevilor cat si prin exteriorul lor. De regula fluidul care murdareste mai repede suprafata de schimb de caldura este dirijat sa circule prin interiorul tevilor deoarece curatirea lor la interior este mai usoara si se poate efectua de cele mai multe ori fara demontarea recuperatorului. Daca cei doi agenti murdaresc la fel, cel care are presiunea mai mare va circula prin interiorul tevilor pentru a evita cheltuieli suplimentare legate de constructia unei carcase de dimensiuni relativ mari, rezistenta la presiune.In cazul gazelor de ardere si a aerului de combustie de la cuptoarele metalurgice, fluide cu presiunea apripiata de cea atmosferica, aceasta problema nu se pune, dar traseul lor de circulatie poate fi impus din considerente de pierdere de presiune. Aerul circula perpendicular pe la exteriorul tevilor, iar gazele de ardere prin interiorul acestora. Schema de curgere este de echi – curent, cu treceri multiple ale aerului, fapt care asigura preincalzirea aerului la temperaturi inalte, de circa 400 - 4500 C, daca temperatura gazelor la partea superioara depaseste 6000 C. Din cauza temperaturilor ridicate aceasta constructie necesita materiale termorezistente si este de tip elastic pentru a nu impiedica dilatarile termice. Placa tubulara superioara se reazama pe niste suporti adecvati si preia cea mai mare parte din greutatea recuperatorului. Diferenta dintre dilatarea mai pronuntata a fascilculului de tevi aflat la temperaturi inalte si cea a carcasei exterioare aflata la temperaturi mai joase este preluata de compensatorul de dilatare . Etanseitatea la partea inferioara este asigurata de inchizatorul cu nisip, dispozitiv care permite si dilatarea fasciculului de tevi. Nu este recomandat ca lungimea fasciculului de tevi sa depaseasca 3 – 4 m, diametrul lor fiind de 50 – 100 mm, iar temperatura peretelui sa depaseasca 400 - 4500 C. In acest caz constructiv se remarca faptul ca depunerea impuritatilor din gazele de ardere este mai redusa si se poate indeparta mai usor.
1.4. Aspecte de ergonomice, estetica, protectia muncii Din punct de vedere al relatiei dintre regimul de functionare al instalatiei de recuperare a caldurii si eventualele accidente ce s-ar putea produce, se poate spune ca marja de risc este destul de scazuta. Asta, bineinteles in cazul in care se respecta cu strictete regulile de exploatare, mentenanta, supraveghere. Ca orice instalatie care foloseste ca agent termic un fluid la temperaturi inalte, principala conditie a securitatii muncii, eficientei, esteticii sau durabilitatii este o cat mai buna izolare termica. Aceasta se poate realiza in diferite moduri, in functie de necesitate. Astfel, izolarea la exteriorul carcasei metalice a recuperatorului poate fi executata din zidarie de caramida refractara sau pentru temperaturi mai mari de 5000 C, din diatomit in amestec cu fulgi de azbest. Conductele de transport a aerului incalzit, in special, trebuie asigurate impotriva pierderilor de caldura si totodata pentru a evita contactul muncitorilor cu acestea prin izolatii de tipul umpluturilor de pasla minerala sau vata minerala, cu plasa rabitz la exterior. Evitarea contactului direct cu partile incalzite ale instalatiei, stabilirea unui regim de mentenanta in afara perioadelor de functionare conduc indirect la un nivel de siguranta al muncii mult mai ridicat.
2. MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL
2.1. Calculul arderii combustibililor 2.1.1. Notiuni generale Arderea este procesul chimico-termic, care se compune dintr-o reacţie chimică exotermică, datorită oxidării substanţelor combustibile. În produsele arderii, constituenţii principali sunt gazele de ardere. Arderea completă (teoretică) este aceea care se desfăşoară cu cantitatea minim necesară de oxigen, respectiv de aer. În realitate arderea este completă numai dacă se desfăşoară cu un anumit exces de oxigen (aer). Coeficientul excesului de aer este raportul dintre cantitatea de aer (oxigen) livrată efectiv arderii şi cea necesară arderii teoretice, având următoarea relaţie :
unde: L – cantitatea reală de aer, admisă pentru arderea completă; Lo - cantitatea stoichiometrică de aer, minim necesară pentru realizarea arderii complete. Dacă în gazele rezultate din arderea unui combustibil mai există substanţe care deţin energie chimică eliberabilă prin oxidare, ca : CO, H2, CH4, particole de carbon etc., arderea se numeşte incompletă. Combustibilii solizi şi lichizi au în componenţa lor carbon, hidrogen, oxigen, azot, sulf, cenuşă şi umiditate (apă). Compoziţia acestor combustibili se exprimă prin participarea fiecărui component în procente masice (analiza elementară). Combustibilii gazoşi pot conţine o sumă de hidrocarburi de tipul CmHn, oxid de carbon, hidrogen, hidrogen sulfurat, oxigen, azot, dioxid de carbon şi umiditate (vapori de apă). Participarea componenţilor în combustibil se exprimă prin procente volumice. În compoziţia combustibililor intră atât componente oxidabile (combustibile) cât şi componente inerte la oxidare (azot, apă, cenuşă, dioxid de carbon). De asemenea combustibilii pot conţine oxigen care în procesul arderii, participă la oxidare, reducându-se corespunzător necesarul de oxigen adus de aerul de combustie (numit şi aer comburant).
2.1.2. Calculul arderii combustibililor gazoşi Compoziţia gazului natural: CH4 = 97,6% C2H2 = 0,5% CO2= 0,3% H2 = 0,5% N2 = 0,6 O2 = 0,5%
Coeficientul excesului de aer: λ=1.3 Ecuatile de oxidare: CH 4 2O 2 CO 2 2H 2 O C 2 H 2 5 / 2O 2 2CO 2 H 2 O
Ecuatia generala a unei hidrocarburii: n C mHn+ m +O2→ mCO2+n/2H2O 4
H2+1/2O2→H2O sau 2H2+ O2 → 2H2O a) Oxigenul minim necesar arderii teoretice:
(
)
⁄
∑(
)
⁄
b) Aerul minim necesar pentru arderea completa:
⁄
⁄
c) Aerul umed real admis arderii: (
⁄
)
(
) ⁄
unde
⁄
d) Calculul volumului de CO2 : ⁄
⁄
e) Calculul volumului de H 2O : ∑
⁄
⁄
f) Calculul volumului de N 2 : ⁄
⁄
g) Calculul volumului de O 2 : (
)
(
⁄ )
⁄
h) Calculul rezultate din ardere volumului de gaze umede: ⁄
⁄
i) Calculul volumului de gaze uscate: ⁄
⁄
j) Participatia procentuala a CO 2 in gazele umede:
k) Participatia procentuala a vaporilor de H2O în gazele umede:
l) Participaţia procentuală a N2 în gazele umede: ]
m) Participaţia procentuală a O2 în gazele umede:
n) Participatia CO 2 in gazele uscate:
o) Participatia procentuala a N2 în gazele uscate:
p) Participatia O 2 in gazele uscate:
[%] q) Densitatea gazelor de ardere: ∑
⁄
- fiind participaţiile procentuale ale componentelor gazelor de ardere umede. - densitatea la condiţii fizice normale a componentelor gazelor de ardere umede se calculează ţinând seama de masa moleculară a acestora Mi [kg/kmol] NOTĂ. Calculul arderii unui combustibil dat constă în determinarea mărimilor de calcul prezentate mai sus, pentru diferite valori ale coeficientului excesului de aer, λ. De regulă acest calcul se prezintă tabelar conform formularului prezentat în tab. 1. Tabelul 1 Elementele calculului arderii combustilului. Nr.
Coeficientul Mărimea de calcul
crt.
Simbol
U.M
excesului de aer,
1.
Oxigenul minim necesar
m N3
1,962
2.
Aerul teoretic uscat necesar
m N3
9,342
3.
Aerul umed admis
m N3
12,34
4.
Volumul de CO2
m N3
0,989
5.
Volumul de H2O
m N3
2,157
6.
Volumul de O2
m N3
0,588
7.
Volumul de N2
m N3
9,6
8.
Volumul total de gaze umede
m N3
13,334
9.
Volumul total de gaze uscate
m N3
11,177
10.
Participaţia CO2
%
7,417
11.
Participaţia H2O
%
16,176
12.
Participaţia O2
%
4,409
13.
Participaţia N2
%
71,996
14.
Participaţia CO2 în gazele
%
8,848
uscate 15.
Participaţia O2 în gazele uscate
%
5,26
16.
Participaţia N2 în gazele uscate
%
85,890
17.
Densitatea gazelor arse umede
kg / mN3
1,238
18
Puterea calorifică inferioară
kJ kg; mN3
36500
a combustibilului
2.1.3.Calculul entalpiei gazelor de ardere Entalpia volumului de gaze arse rezultate din arderea a unităţii de combustibil se determină cu relaţia : ⁄ sunt entalpiile specifice ale gazelor CO2, H2O, N2, O2 în funcţie de temperatură
unde: 3 [kJ/ m N ];
-
sunt volumele gazelor simple CO2, H2O, N2, O2 rezultate din arderea a 1kg
de combustibil solid sau lichid, sau a unui 1m3N de combustibil gazos , în funcţie de coeficientul 3 3 3 excesului de aer, [ m N /kg comb] sau [ m N /. m N ]. cb
Trebuie calculat de la temp. de t = 100....1500 0C,iar entalpiile specifice sunt in tab.3.6/pag.39 , iar rezultatele se trec in tabelul 3.
(
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
)
⁄
( ⁄
( ⁄
)
(
(
)
(
)
(
)
⁄
(
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
)
(
)
(
)
(
)
⁄
(
⁄
(
) ⁄
(
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
)
⁄
(
⁄
(
)
(
)
(
)
(
)
⁄
(
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
)
⁄
(
⁄
(
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
)
)
(
)
(
)
(
⁄
( ⁄
( ⁄
)
Tabelul 3.Model de formular pentru calculul entalpiei gazelor de ardere Temperatura
Coeficientul
t [0C]
excesului de aer λ 1,3
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500
[kJ/kg; m3N]
2.2. Bilantul termic al recuperatorului Parametrii agentului cald sau gazele de ardere vor avea indicele:1 Parametrii agentului rece(aerul) vor avea indicele:2 Mărimile la intrare în recuperator se vor nota:’ Mărimile la ieşire din recuperator:” Parametrii care intervin: Q - sarcina termică S - suprafaţa de schimb de căldură D1 - debitul de agent cald D2 - debitul de agent rece t1' - temperatura agentului cald la intrarea în recuperator t1" - temperatura agentului cald la ieşirea în recuperator t2' - temperatura agentului rece la intrarea în recuperator t2" - temperatura agentului rece la ieşirea în recuperator Calculul termic de dimensionare are ca scop determinarea mărimii suprafeţei de schimb de căldură necesară pentru asigurarea transmiterii unui anumit flux de căldură. La proiectarea unui recuperator mărimile alese ca necunoscute sunt suprafaţa de schimb de căldură (S) şi t1" - temperatura agentului cald la ieşirea în recuperator. La baza calculului termic stau două ecuaţii: Ecuaţia de bilanţ termic Ecuaţia de transfer de căldură 1.
Debitul nominal instalat de combustibil
⁄
⁄
b)Calculul debitului de agent cald: ⁄
⁄
.
c) Calculul debitului de agent rece: Agentul rece în cazul recuperatoarelor de căldură este aerul atmosferic folosit pentru ardere. Debitul de aer care trece prin recuperator se calculează cu relaţia: ⁄ ⁄ coeficient ce tine seama de pierderile de aer pe traseul aerului Se ia 1,05.
4. Ecuatia de bilant termic: Q1 Q 2 Q p sau 1 Q1 Q 2
R
R - randamentul termic al recuperatorului, R =0,95 0,97 d) Calculul fluxului termic de caldura primit de agentul rece - ̇ ̇
( ̇
) (
̇
) ]
i2' - entalpia specifică a aerului la 200C ; i 2" - entalpia specifică a aerului la 4500C ;
Din Anexa 8 [1] vom alege valorile pentru a determina i2' si i 2" .
i 2" =4500C i 500 721,51[kJ/m 3N ] 2
i 400 569,52[kJ/m3N ] 2 3 i100 2 137,31[kJ/m N ]
.
i2' =200C 100OC……………..137,31 20 OC………………x (
)
27,46 [kj/
x ( i 50 ) = 69,79 [kj/m3N]
i2
450
i 400 i 500 645 ,51[kJ/m 3N ] 2
Q 2 0,191 (601,35 - 26)
Q 2 109 .89[kW] e)Calculul fluxului termic cedat de agentul cald: ̇
(
)
=randamentul recuperatorului =0,95÷0,97
(
) (
̇
)
̇ ̇
̇
=>Grafic=>670 – entalpia totala a gazelor rezultate din arderea unitatii de combustibil.
.
Valoarea obtinuta cu relaţia de mai sus se fixeaza pe ordonata diagramei Ig-t construita si din punctul respectiv se duce o linie orizontala pana la intersectarea curbei corespunzatoare coeficientului excesului de aer stabilit pentru ardere, iar din punctul de intersectie se coboara o perpendiculara si se citeste temperatura pe abscisa diagramei. Aceasta va fi temperatura .
2.3. Determinarea suprafetei de schimb de caldura Alegerea tipului constructiv: Se alege recuperatorul de caldura de tipul convectiv metalic cu fascicul de tevi cu circulatie a gazelor in echicurent.
2.3.1.Predimensionarea geometriei sectiunilor de curgere -pentru curgerea aerului, woa=5-7 mN/s . woa=6 [mN/s] -pentru curgerea gazelor de ardere, wog=3-5 mN/s. wog=4 [mN/s] La recuperatoarele convective unde temperatura maxima a gazelor de ardere este sub 700900 oC schimbul de caldura intre gaze si peretele recuperatorului (suprafata de schimb de caldura)se face preponderent prin convectie si intr-o masura mai mica prin radiatie.Intre peretele recuperatorului si aer schimbul de caldura se face exclusiv prin convectie(aerul fiind transparent la radiatia termica nu se poate incalzi decat prin convectie). Cu cat viteza de circulatie a agentilor va fi mai mare ,cu atat coeficientii de convectievor avrea valori mai mari.Marirea vitezelor de curgere peste limitele recomandate mai sus determina cheltueli de exploatare mai mari care pot diminua pana la anularea efectului economic al cresterii cantitati de caldura recuperata supilmentar ca urmare a maririi coeficientilor de convectie.Adoptarea unor viteze mai mici decat cele recomandate fac ineficient recuperatorul. In general viteza de curgere a gazelor de ardere se ia mai mica decat viteza de curgere a aerului din urmatoarele motive : -de partea aerului schimbul de caldura se face numai prin convectie ,pe cand de partea gazelor schimbul de caldura se face prin convectie si radiatie;
.
-pierderile de presiune pe trseul de curgere a gazelor trebuie sa fie cat mai mici pentru a nu se inrautati tirajul natural al cosului de fum (daca cosurile pentru evacuarea gazelor de ardere sunt cu tiraj artificial aceasta problema este mai putin importatnta ). Cele mai raspandite recuperatoare convective sunt cele cu fascicul de tevi in care gazele de ardere curg la interiorul tevilor ,iar aerul la exteriorul acestora. Alegerea traseului de curgere a celor doi agenti se face in functie de gradul de murdarire si de presiunea agentului.Agentul care murdareste mai multa suprafata de schimb de caldura va circula la interiorul tevilor .Curatirea tevilor la interior se face mai usor decat la exterior.De asemenea fluidul are are presiunea mai mare se recomanda sa circule la interiorul tevilor . Circulatia acestuia la exterioarul tevilor ar determina cheltuieli mai mari necesare supradimensionarii carcasei recuperatorului care avand dimensiuni mari este supusa unor forte mai mari de presiune. Cum gazele de ardere si aerul de combustie au presiuni sensibil egale ,foarte apropiate de valoarea presiuni atmosferice se va tine seama numai de gradul de murdarire.Gazele de ardere de
regula
murdaresc
mai
tare
suprafata
de
schimb
de
caldura
datorita
funinginii,prafului,vaporilor si oxizilor pe care ii contin. Curatirea tevilor la interior se face mai usor si din acest motiv este preferabil ca gazele de ardere sa circule prin tevi.
a)
Sectiunea libera de curgere a agentului prin tevi se obtine prin impartirea debitului
agentului respectiv la viteza de curgere aleasa .
wo1= 4[mN/s]
Aceasta sectiune este compusa din suma sectiunilor libere ale tevilor care compun fascicului tevilor:
.
unde: n este numarul de tevi din fascicul ; di- diametrul interior al unei tevi ,[m]. Din STAS 404/3-87 Tevi de otel fara sudura, laminate la cald pentru temperature ridicate, se aleg valorile pentru diametrul exterior al tevilor si grosimea acestora.
Se calculeaza diametrul interior al tevilor, di ,precum si valoarea pasului, s1.
=53 mm
b) Nr. necesar de tevi din fascicul:
n – numarul de tevi necesare pentru fasciculul de tevi, pentru a putea asigura aranjarea simetrica a acestora in placile tubulare. Ca urmare, pe directia de curgere a aerului vor exista 9 tevi (n1), iar pe directia perpendicular curgerii, un numar de 10 tevi pe un rand(n2).- {9 10=90}
.
c) Corectarea valorii suprafetei sectiunii de curgere a gazelor de ardere:
d) Corectarea valorii vitezei de curgere a gazelor de ardere:
e) Calculul sectiunii de curgere a aerului:
w02 – viteza de curgere a aerului; w02 = 6 mN/s D2 – debitul aerului [mN3/s]
(
)
=9(0,075-0,06) 0,925=0,124
= pasul pe directia perpendicular curgerii [m]
f) Determinarea inaltimii unei treceri
n1 – numarul de tevi pe randurile de pe directia curgerii aerului. s1 – distanta intre doua tevi ale randurilor perpendiculare curgerii aerului [m]. dext – diametrul exterior al tevilor [m]. h – inaltimea unei treceri a agentului rece peste fascicolul de tevi[m]. (
.
)
(
)
Alegerea materialului din care este confecţionat ţeava: STAS 2888/3-88 12MoCr50
2.3.2. Calculul coeficientului global de schimb de caldura Expresia matematica a coeficientului global de schimb de caldura:
unde:
- coeficient global de schimb de caldura pentru cazul peretilor despartitori cilindrici
– coeficient superficial de schimb de caldura de partea gazelor arse[W/m2· OC]
- coeficient de schimb de caldura prin convectie, - coeficient de schimb de caldura prin radiatie - diametrul
interior al tevilor [m]
– coeficient superficial de schimb de caldura de partea aerului [W/m2· OC]. - diametrul
exterior al tevilor [m].
Coeficientii superficiali de schimb de caldura, se compun din doi termeni:
- coeficient de schimb de caldura prin convectie coeficient echivalent schimbului de caldura prin radiatie intre agentul termic si peretele despartitor.
.
2.3.2.1 Calculul coeficientilor de convectie Criteriul Reynolds indica raportul dintre fortele de inertie si fortele de frecare si caracterizeaza regimul de curgere al fluidelor.
– viteza gazului [m/s];
unde:
– dimensiunea interioara a tevii [m]; viscozitatea cinematica [m2/s]; ̅ ̅ ̅
̅
̅
W1 W01 * (1 * t1 ) W1 4 (1 3,66 10 3 885) W1 16,496
mN s
Din Anexa 8 [1] se aleg valorile pentru vascozitatea cinematica, , la temperatura de
t1 885 C
(
) 6,
.
Pentru calculul coeficientului de convectie in cazul recuperatoarelor de caldura cu tevi de tip aer – gaze se recomanda folosirea urmatoarelor relatii deduse experimental in functie de caracterul curgerii si de unele particularitati constructive ale recuperatorului: Regim de curgere tranzitoriu Re=2320-10.000 Atat pentru aer, cat si pentru gazele arse se utilizeaza aceeasi formula in care se introduc marimile caracteristice fiecarui gaz. Din tabelul 4.5.se aleg valorile marimii M in functie de criteriul Re: (
)
unde: M- marime care depinde de valoarea criteriului Re la temperatura fluidului respectiv; ( )
( )
crietril Prandtl la temperatura medie a fluidului [-];
criteriul Prandtl la temperatura medie a peretelui;
dh – diametrul hidraulic echivalent dh = di conductibilitatea termica a fluidului [W/m· K ]; Din tabelul 4.5.se aleg valorile marimii M in functie de criteriul Re:
conductibilitatea termica a fluidului – din Anexa 8 [1] se aleg valorile pentru conductibilitatea termica la temperatura de ̅
.
:
⁄
dh=di=0.053
Prf 1c M Prf0.43 df Prp
f
0.25
W / m c 2
f 9,85 10 2 W / m 2 c
Prf 0.58
tg
1100 670 885 0C 2
ta
20 450 235 0C 2
tp
t g ta 2
885 235 560 0 C 2
Prp565 0.60 9,85 102 0.43 0.58 24,07 0.58 0.053 0.60
0.25
c 1
35,09W / m 2 c
U 2 (n2 1) h 2 n2 ( s1 de);[m] U 2 (10 1) 0.925 2 10 (0.075 0.06) U 20,65[m] U – perimetrul sectiunii de curgere d h - diametrul hidraulic echivalent al sectiunii de curgere
.
dh
4 A1ef
;[ m] U 4 0.125 dh 20,65 d h 0,024m
r 2.3.2.2 Calculul coeficientului de radiatie 1 :
r
1
4 4 pef C0 t g 273 t p 273 W a g 2 g
tg t p
100
100
m C
pef -emisivitatea efectiva a sistemului gaz-perete
p - emisivitatea peretelui p =0.8
pef pef pef
p 1
2 0.8 1 2 0.9
C 0 - constanta corpului absolut negru
W m K4 H O
C0 5.775
g CO
2
2
2
g -emisivitatea gazelor de ardere la temperatura t g 925 C
CO
2
=
t g 885C PCO2 l 0,074 10 2 0,0477 0.352kPa m
.
PCO2 CO2 p; [kPa] PCO2 7,4% PCO2 0,074 10 2 kPa l 0.9 d i ; [m] l 0.9 0.053 l 0.0477m
CO 0.03[119, anexa3] 2
PCO 2 - presiunea CO2
l- grosimea stratului
H 2O
t g = 885 0 C
=
PH 2 o ·l 0,161 10 2 0,0477 0,7679 kPa m
PH 2O H 2O pat; [kPa] PH 2O 0,161 10 2 PH 2O 16,1kPa l 0.9 d i ; [m] l 0.9 0.053 l 0.0477; m
H O 0.024[120, anexa5] 2
- coeficientul de corectie pentru presiunea partiala a vaporilor de apa
1,05
g CO 2
H 2O
g
g 0.03 1,05 0.024 g 0.0552 g - corectia pentru absortia reciproca a radiatiei intre CO2 si H 2O ag aCO 2 a H 2 O
a g - factorul de absortie a gazelor de ardere considerate la temperatura medie a peretelui
.
t p 560C t g 273 t 273 p
a CO2 CO2
0.65
885 273 a CO2 0.02 560 273 a CO2 0,0247
a H 2O
t 273 H 2O t p 273
0.65
0.45
885 273 a H 2O 0,02 560 273 a g aCO 2 aH 2O
0.45
0.023
a g 0.03811 1,05 0,023 a g 0,025
r
1
r1
pef C0 g
W ; 2 tg t p m C 4 4 0.9 5.775 885 273 560 273 0.0552 0.025 885 560 100 100
r 1 13,69
t g 273 a g 4 4
t p 273 100
4
W m C 2
2.3.3 Diferenta medie logaritmica de temperatura: Temperaturile agentilor care evoluează în recuperator variaza continuu de-a lungul suprafetei de schimb de caldura. Astfel în fiecare sectiune a recuperatorului diferenta de temperatura intre agentul cald şi agentul rece va fi alta. Pe ansamblu se poate calcula o diferenta medie logaritmica de temperatura între cei doi agenti pentru scheme de circulatie în echicurent sau în contracurent cu relatia:
.
în care
reprezinta diferenta maxima de temperatura intre cei doi agenti, iar
este
diferenta minima de temperatura. Aceste diferente de temperatura se realizeaza, dupa caz, fie în sectiunea de intrare, fie în sectiunea de iesire a gazelor de ardere .
Anexa 5 pag 121 tab .b
̅
̅
̅
̅
(
(
)
)
̅
2.3.3.1 Calculul coeficientului gazelor de ardere:
W 2 m C 1 36,11 13,69
1 c1 r 1 ; 1 49,8
.
W m 2 C
2.3.3.2 Calculul coeficientului schimbatorului de caldura a aerului:
2 c 2 pagina 60 pct. b2 -asezarea tevilor aliniat (in coridor)
c 2 -coeficientul de convectie pentru curgerea aerului C- coeficientul de structura
C 1 0. 1
s1 de
C 1 0. 1
0.075 0.06
C 1.125m 4 A2 U 4 0.125 dh 0.024 20,65 dh
c 2 (5.6 0.00384 t a ) C
W 0.65 01 W ; d 0.34 h m 2 C
c 2 (5.6 0.00384 235) 1.125 c 2 86,48
6 0.65 0.0240.35
W m C 2
2.3.4. Stabilirea suprafetei de schimb de caldura si a dimensiunilor finale ale recuperatorului: Ecuatia de transfer termic: Q tr - sarcina termica a recuperatorului Q daca agentul cald circula prin interiorul tevilor Q tr 1 .
Q1 487,935kW
.
2.3.4.1Calculul lungimilor tevilor Q tr L ;[m ] K t m
K
1 d i 2 d e 49,8 0,053 86,48 0,06 1 d1 2 d e 49,8 0,053 86,48 0,06
K 5,49W / m K 449,54 103 L 121,66 5,49 (399,999 273)
H
L 121,66 1.35m n 90
2.3.4.2 Calculul suprafetei de schimb de caldura S de L
S 0,06 121,66 22 ,93 m 2
2.3.4.3 Numarul de treceri ale aerului peste fascicolul de tevi
H h 1.35 N 0.925 N 1.45 N 2treceri N
.
5.BIBLIOGRAFIE
[1] Cristina Deac, Ioan Biris, Miklos Boér – RECUPERATOARE DE CALDURA – INDRUMATOR DE PROIECTARE, Editura U.T.PRES, Cluj-Napoca, 2004 [2] colectie STAT
.
