Bazele Termoenergeticii

BAZELETERMOENERGETICII

Bucureşti, 2003 FAC

ULT

ATEA DE ENERGETIC

A BUCURESTI

Adrian BADEAMihaela STANRoxana PĂTRAŞCUHoria NECULAGeorge DARIEPetre BLAGALucian MIHĂESCUPaul ULMEANU

Universitatea POLITEHNICA din BucureştiFacultatea de Energetică

Lucrarea, structuratǎ în 5 capitole, îşi propune sǎ prezinteprincipalele elemente ale Termoenergeticii.În acest sens în primele trei capitole sunt trecute în revistǎnoţiunile fundamentale de termodinamicǎ (proprietǎţiletermodinamice ale corpurilor, principiile termodinamicii,diagramele entropice de stare), elementele de transfer decǎldurǎ şi elementele caracteristice ale proceselor de arderedin instalaţiile industriale.Capitolul patru este alocat prezentǎrii tipurilor şielementelor caracteristice instalaţiilor şi echipamentelortermice din contururile industriale: schimbǎtoare decǎldurǎ, instalaţii de vaporizare, instalaţii de uscare,instalaţii cu ciclu invers, compresoare, pompe, ventilatoare,cuptoare, generatoare de abur, turbine şi motoare termice.Ultimul capitol abordeazǎ probleme ale utilizǎrii energiei încontururile industriale: tipuri de surse de energie carealimenteazǎ aceste contururi, agenţi purtǎtori, tipuri deconsumuri de energie termicǎ şi resursele energeticesecundare.Lucrarea se adreseazǎ în special pregǎtirii cursanţilor în vederea autorizǎrii în domeniul elaborǎrii şi analizei bilanţurilor termoenergetice.

Adrian BADEA Mihaela STAN Roxana PĂTRAŞCU Horia NECULA George DARIE Petre BLAGA

Lucian MIHĂESCU Paul ULMEANU

BBAAZZEELLEE TTEERRMMOOEENNEERRGGEETTIICCIIII

Bucureşti, 2003

CUPRINS

1. NOŢIUNI FUNDAMENTALE DE TERMODINAMICĂ 1

1.1. Proprietăţile termodinamice ale corpurilor 1

1.1.1. Generalităţi. Ecuaţii şi mărimi caracteristice ale fluidelor 1

1.1.2. Coeficienţi termodinamici 3

1.1.3. Transformări termodinamice 5

1.2. Principiile termodinamicii 10

1.2.1. Principiul zero al termodinamicii 10

1.2.2. Principiul I al termodinamicii. Energia internă, căldura şi lucrul mecanic

10

1.2.3. Principiul al II-lea al termodinamicii 14

1.2.4. Principiul al III-lea al termodinamicii 17

1.3. Diagrame entropice de stare 19

2. TRANSFERUL DE CĂLDURĂ 21

2.1. Consideraţii generale 21

2.1.1. Definiţii 21

2.1.2. Mărimi de bază 21

2.1.3. Analogia electrică a transferului de căldură 23

2.2. Transferul de căldură prin conducţie 24

2.2.1. Definiţii, mecanisme 24

2.2.2. Condiţii de determinare univocă a proceselor de conducţie termică 25

2.2.3. Ecuaţiile conducţiei termice 26

2.2.4. Conducţia termică unidirecţională în regim constant 28

2.2.5. Rezistenţe termice de contact 29

2..3. Elemente de bază ale convecţiei termice 32

2.4. Transferul de căldură bifazic 37

2.4.1. Transferul de căldură la fierbere 37

2.4.2. Transferul de căldură la condensare 40

2..5. Transferul de cǎldurǎ prin radiaţie 41

2.5.1. Definiţii şi noţiuni de bază 42

2.5.2. Legile radiaţiei termice 43

Bazele termoenergeticii iv

2.5.3. Transferul de căldură prin radiaţie între două plăci plane paralele, de suprafaţă foarte mare

46

2.5.4. Transferul de căldură prin radiaţie între două plăci plane paralele cu ecrane de radiaţie între ele.

47

2.5.5. Transferul de căldură prin radiaţie în spaţii închise 49

2.5.6. Transferul de căldură prin radiaţie între două suprafeţe de formă, mărime şi poziţie relativă oarecare

50

3. ELEMENTE CARACTERISTICE ALE PROCESELOR DE ARDERE ÎN INSTALAŢIILE INDUSTRIALE

51

3.1. Tipuri de combustibili utilizaţi în instalaţiile industriale – proprietăţi termochimice

51

3.2. Arderea – determinarea principalelor elemente ale arderii combustibililor

56

3.2.1. Elemente de calcul pentru arderea combustibililor (solizi, lichizi, gazoşi) - coeficient de exces de aer, volume teoretice şi reale de aer, gaze de ardere şi vapori de apă

56

3.2.2. Diagrama arderii 59

3.3. Instalaţii de ardere - caracteristici generale pentru diferite tipuri de combustibil (solizi, lichizi, gazoşi)

62

4. INSTALAŢII ŞI ECHIPAMENTE TERMICE DIN CONTURURILE INDUSTRIALE – (ELEMENTE CARACTERISTICE)

63

4.1. Schimbătoare de căldură 63

4.1.1. Clasificarea schimbătoarelor de căldură 63

4.1.2. Ecuaţiile de bază ale calculului termic 76

4.2. Instalaţii de vaporizare 89

4.2.1. Noţiuni generale 89

4.2.2. Tipuri constructive de vaporizatoare 96

4.3. Instalaţii de uscare 106

4.3.1. Proprietăţile aerului umed şi ale amestecurilor de aer şi gaze de ardere

107

4.3.2. Tipuri constructive de instalaţii de uscare 113

4.4. Instalatii cu ciclu invers 126

4.4.1. Instalatii frigorifice 126

4.4.2. Pompe de căldură 146

Cuprins v

4.5. Compresoare, pompe, ventilatoare – tipuri constructive, elemente şi mărimi caracteritice

148

4.6. Instalaţii de cuptoare 158

4.6.1. Schema generală a construcţiei unui cuptor 158

4.6.2. Clasificarea cuptoarelor industriale 163

4.6.3. Principiile generale ale arderii combustibililor în cuptoare 165

4.6.4. Tipuri constructive de cuptoare industriale 168

4.7. Generatoare de abur 175

4.7.1. Schema de ansamblu 175

4.7.2. Combustibili utilizaţi în generatoarele de abur 176

4.7.3. Circuitul apă – abur 178

4.7.4. Circuitul aer – gaze de ardere 181

4.7.5. Analiza energetică a generatorului de abur 183

4.7.6. Generatoare de abur recuperatoare de căldură 190

4.8. Turbine 194

4.8.1. Turbine cu abur 194

4.8.2. Instalaţii de turbine cu gaze 207

4.9. Centrale Diesel – electrice 224

4.9.1. Caracteristici tehnici ale motorului Diesel. Selectarea tipului de motor şi a capacitǎţii acestuia

224

4.9.2. Bilanţul termic al motorului Diesel. Răcirea motorului Diesel 227

5. SURSE ŞI FORME DE ENERGIE, AGENŢI PURTǍTORI, DIN CONTURURILE INDUSTRIALE

235

5.1. Tipuri de surse de energie – scheme de principiu, caracteristici generale

235

5.1.1. Aspecte generale privind cogenerarea şi producerea separată a energiei electrice şi termice

235

5.1.2. Clasificarea filierelor de cogenerare 237

5.1.3. Filiere de cogenerare – caracteristici tehnice generale, scheme de principiu

238

5.1.4. Producerea căldurii în centrale termice (CT) – caracteristici generale

246

5.1.5. Indicatori tehnici specifici filierelor de cogenerare

247

Bazele termoenergeticii vi

5.1.6. Comparaţia din punct de vedere tehnic între diverse soluţii de cogenerare

248

5.2. Agenţi purtători (abur, apă fierbinte, aer comprimat) – caracteristici, parametri

252

5.2.1. Aspecte generale privind agenţii termici purtători 252

5.2.2. Agenţi termici utilizaţi pentru procesele de medie temperatură 253

5.2.3. Aspecte tehnice comparative ale utilizării aburului şi ai apei fierbinţi

253

5.2.4. Comparaţia energetică între utilizarea aburului sau a apei fierbinţi ca agenţi termici de transport

255

5.2.5. Aerul comprimat 256

5.3. Caracteristici ale consumurilor finale de energie termică 258

5.3.1. Tipuri, clasificări 258

5.3.2. Consumuri pentru realizarea şi menţinerea unor anumite condiţii de muncă şi de viaţă

260

5.3.3. Consumul de căldură tehnologic 273

5.3.4. Consumul total de căldură al unui sistem energetic industrial (SEI) 277

5.4. Resurse energetice secundare din contururile industriale 278

5.4.1. Aspecte generale privind recuperarea resurselor energetice secundare

278

5.4.2. Definiţie, tipuri de r.e.s., caracteristici 279

5.4.3. Direcţii de recuperare 283

5.4.4. Efectele recuperării r.e.s. 287

BIBLIOGRAFIE 289

1. NOŢIUNI FUNDAMENTALE DE TERMODINAMICĂ 1.1. PROPRIETĂŢILE TERMODINAMICE ALE CORPURILOR

1.1.1. Generalităţi. Ecuaţii şi mărimi caracteristice ale fluidelor

Termodinamica este ştiinţa care se ocupă cu studiul legilor de transformare a energiei, analizează mişcarea moleculară din interiorul corpurilor şi fenomenele determinate de acţiunea particulelor elementare constitutive ale acestora.

Principalele metode în studiul termodinamicii sunt: metoda fenomenologică si cea statistică.

Metoda fenomenologică (macroscopică) studiază proprietăţile generale, de ansamblu ale sistemelor fizice formate dintr-un număr finit de corpuri, pornind de la analiza proceselor macroscopice din natură, utilizând cele trei principii fundamentale ale termodinamicii precum şi rezultatele cercetărilor experimentale, fără însă a explica mecanismul proceselor moleculare care determină fenomenul.

Metoda statistică (microscopică) ia în considerare structura moleculară a corpurilor care se consideră ca fiind formate dintr-un număr foarte mare de particule elementare, caracterizate printr-o mobilitate continuă şi aflate în interacţiune reciprocă.

Legile fundamentale care stau la baza termodinamicii şi care se vor analiza mai târziu, sunt reprezentate de:

- principiul zero al termodinamicii, care stabileşte condiţiile de echilibru termic dintre mai multe sisteme care interacţionează;

- principiul I al termodinamicii, care exprimă în esenţă echivalenţa formelor de energie şi conservarea acesteia;

- principiul al II-lea al termodinamicii,care precizează sensul spontan de transformare a energiei şi entropiei sistemelor;

- principiul al III-lea al termodinamicii, ce enunţă imposibilitatea atingerii punctului de zero absolut (anularea entropiei la temperatura de zero absolut).

Studiul termodinamic al unui corp ia în considerare corpul izolat faţă de mediul înconjurător. Sistemul termodinamic este compus din mai multe corpuri cu proprietăţi diferite şi care se găsesc în interacţiune (mecanică şi termică) între ele.

Aceste sisteme pot fi clasificate astfel:

- sisteme teromodinamice izolate - nu schimbă cu mediul exterior nici căldură şi nici lucru mecanic;

- sistem termodinamic rigid - între el şi mediul ambiant are loc numai schimb de căldură;

Bazele termoenergeticii 2

- sistem adiabatic - schimbă cu mediul ambiant numai lucru mecanic.

Starea energetică a unui sistem termodinamic este determinată prin natura, masa şi energia corpurilor componente, de condiţiile lui interioare şi de cele ale mediului exterior.

Starea de echilibru termodinamic se stabileşte atunci când sistemul aflându-se în condiţii exterioare invariabile, condiţiile lui interioare se menţin constante în timp, adică proprietăţile macrofizice nu prezintă variaţii. Aceste mărimi macrofizice cu ajutorul cărora se poate preciza starea de echilibru termodinamic a unui sistem se numesc parametri de stare. La rândul lor parametrii de stare se împart în două categorii:

- parametri intensivi: independenţi de masa sistemului, temperatura (T) şi presiunea (p);

- parametri extensivi: dependenţi de masa sistemului, volumul (V).

Starea de echilibru termodinamic a unui sistem omogen cu n componenţi poate fi precizată în mod univoc prin valorile a (n+2) parametri, care pot fi cantităţile celor n corpuri, presiunea şi volumul sistemului. Astfel, starea termodinamică a unui sistem omogen şi izotrop este precizată prin masa m a sistemului, presiunea p şi volumul V pe care-l ocupă acesta. Oricare altă mărime de stare printre care şi temperatura T se poate exprima printr-o funcţie de aceşti parametri, numită ecuaţie caracteristică de stare:

0),,,( =TVpmf (1.1)

Având în vedere că masa m şi volumul corpului V sunt legate prin volumul specific v = V/m, ecuaţia caracteristică de stare devine:

0),,( =Tvpf (1.2)

Relaţia (1.2) poate fi explicitată ca o funcţie de două variabile independente dintre cele trei şi anume:

),(;),(;),( vpTTTvppTpvv === (1.3)

Astfel, o transformare infinit mică prin care un fluid trece de la o stare iniţială, definită de parametrii (p,v,T) la una învecinată caracterizată prin (p+dp , v+dv şi T+dT) este caracterizată prin variaţiile de volum specific dv şi de presiune dp, obţinute prin diferenţierea primelor două funcţii din relaţia (1.3):

T

Tpv

vpp

TTvp

pvv

vT

pT

ddd

,ddd

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

=

(1.4)

Explicitând diferenţiala lui dp din prima relaţie din (1.4), rezultă:

Noţiuni fundamentale de termodinamică 3

T

pv

Tv

v

pv

p

T

p

T

dd1d

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

= (1.5)

Identificând acum coeficienţii lui dv şi dT din relaţiile (1.4) şi (1.5), rezultă condiţiile de echivalenţă:

1

;;1

−=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

−=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

pvT

pTvTT

vT

Tp

pv

Tv

pv

Tp

pv

vp

(1.6)

1.1.2. Coeficienţi termodinamici

Derivatele parţiale din relaţia (1.6) au semnificaţii fizice simple şi reprezintă coeficienţii termodinamici ai corpurilor.

Principalii coeficienţi termodinamici sunt:

- Coeficientul de dilatare termică liniară αl pentru corpurile solide, definit ca variaţia relativă a lungimii pentru fiecare grad de creştere a temperaturii:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=α

KTl

ll1

dd1 (1.7)

- Coeficientul de compresibilitate izocoră β (elasticitate termică), ce reprezintă variaţia presiunii corpului, raportată la presiunea iniţială, odată cu variaţia temperaturii, dacă volumul este menţinut constant:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

=βKT

pp v

11 (1.8)

- Coeficientul real de dilatare volumică γ, definit ca variaţia volumului corpului, raportată la volumul iniţial, încălzit cu dT la presiune constantă:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

=γKT

vv p

11 (1.9)

La corpurile omogene solide, γ = 3αl, iar pentru gazul perfect aflat în condiţii normale fizice: γ = 1/273,15 = 0,366 .10-2 [1/K].

Pentru o creştere finită de temperatură ΔT, căreia îi corespunde o creştere finită de volum Δv, se defineşte coeficientul mediu de dilatare volumică:


⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

ΔΔ

=γKT

vv

11 (1.10)

- Coeficientul de compresibilitate izotermică χ caracterizează proprietatea corpului de a-şi modifica volumul odată cu modificarea presiunii, dacă temperatura se menţine constantă:

pv

vpv

v T dd11

−=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

−=χ (1.11)

Substituind expresiile de definiţie din relaţiile (1.8), (1.9) şi (1.11) rezultă relaţia de interdependenţă a coeficienţilor termodinamici:

χ⋅β⋅=γ p (1.12)

Relaţia (1.12) poate fi reprezentată şi într-un sistem de coordonate carteziene triortogonal drept, cu axele p,v,T sub forma unei suprafeţe termodinamice (fig.1.1.).

p

1p1

p2 2

T1 T T2

V1

V2

Fig. 1.1. Reprezentarea grafică a suprafeţei termodinamice V

Deoarece reprezentarea proceselor în diagrama triortogonală prezintă unele inconveniente, se utilizează mult mai des în practică reprezentările în plan, numite diagrame de stare de tipul : p-V; p-T; V-T etc.

Studiul termodinamicii se bazează pe două postulate fundamentale, care se enunţă astfel:

Postulatul I : un sistem izolat ajunge întotdeauna în timp, într-o stare de echilibru termodinamic intern şi nu poate ieşi niciodată de la sine din acestă stare.

Postulatul al II-lea : toţi parametrii interni ai unui sistem aflat în echilibru termodinamic sunt funcţii de parametrii externi şi de energia sistemului.


1.1.3. Transformări termodinamice

Transformarea termodinamică de stare reprezintă trecerea unui sistem dintr-o stare de echilibru în alta, atunci când se modifică condiţiile exterioare ale acestuia, provocându-se astfel un schimb de energie. Cu alte cuvinte, transformarea de stare este un proces de trecere de la o stare de echilibru la alta prin parcurgerea unei succesiuni ordonate de stări, caracterizate prin valori precise ale mărimilor de stare.

Pentru a putea face analiza principalelor transformări termodinamice este necesar a se aminti unele noţiuni şi legi generale legate de chimia substanţei şi anume:

Unitatea atomică de masă (notată u sau u.a.m ) este egală cu a 12- parte din masa unui atom al izotopului de carbon 12 (1u = 1,66.10-27 kg); C6

Masa atomică relativă sau prescurtat masa atomică, reprezintă numărul care arată de câte ori masa unui atom dintr-o substanţă este mai mare decât unitatea atomică de masă;

Molul (mol) reprezintă cantitatea de substanţă a cărei masă, exprimată în grame, este numeric egală cu masa atomică relativă a substanţei respective. Se utilizează frecvent un multiplu al acestuia :1 kmol = 103 mol;

Legea lui Avogadro : numărul de molecule cuprins într-un mol este acelaşi, indiferent de natura substanţei şi egal cu numărul lui Avogadro (NA):

NA = 6,023.1023 molecule/mol = 6,023.1026 molecule/kmol;

Volumul molar Vμ este acelaşi pentru un mol de gaz oarecare, în aceleaşi comdiţii de presiune şi temperatură. Pentru condiţiile normale fizice (t = 0°C şi p = 101325 Pa) volumul molar are valoarea, determinată experimental :

Vμ0 = 22,42 l/mol (m3/kmol)

Numărul lui Loschmidt no sau concentraţia de molecule pe m3 este acelaşi pentru orice gaz în condiţii de presiune şi temperatură constante:

moleculeVN

n A 25

00 107,2 ⋅≅=

μ

Transformările se numesc cvasistatice, dacă parametrii de stare variază în timp atât de lent încât, la orice moment, sistemul să poată fi considerat în echilibru. În fig 1.2., între starea iniţială 1 şi finală 2, sistemul trece printr-o infinitate de stări de echilibru. Teoretic, procesul cvasistatic 1-2 durează un timp infinit, pentru a-şi păstra stările intermediare în echilibru termodinamic.


p

V

1

2

Fig. 1.2. Reprezentarea unui proces cvasistatic în diagrama p – V

Procesele naturale nu sunt procese cvasistatice, dar noţiunea este o abstracţie ştiinţifică, utilă pentru înţelegerea esenţei fenomenelor reale.

Transformările în urma cărora sistemul termodinamic trece dintr-o stare iniţială de echilibru într-o stare finală de echilibru, fără a trece succesiv prin stări intermediare de echilibru se numesc transformări necvasistatice şi nu pot fi reprezentate grafic.

Transformarea se numeşte ciclică dacă starea finală a sistemului termodinamic coincide cu starea sa iniţială, după parcurgerea altor stări intermediare diferite (fig. 1.3.)

p

Fig. 1.3. Procese ciclice în diagrama p-V

Transformarea reversibilă este prin definiţie, o transformare în care, în urma schimbării semnului de variaţie al parametrilor de stare, sistemul evoluează de la starea finală la starea iniţială, trecând prin aceleaşi stări intermediare de echilibru prin care a trecut în transformarea primară de la starea iniţială la starea finală.

Transformarea ireversibilă este orice transformare care nu este reversibilă. Transformările necvasistatice sunt transformări ireversibile. De asemenea toate transformările din natură sunt ireversibile, adică se desfăşoară într-un anumit sens şi nu se pot reîntoarce de la sine (în sens opus) fără consum energetic din exterior.

În cele ce urmează se vor prezenta pe scurt principalele transformări simple ale gazului perfect, transformări care stau la baza înţelegerii comportării fluidelor reale din instalaţiile termoenergetice. Gazul perfect este o substanţă ipotetică incompresibil, constituită din molecule de formă sferică, perfect elastice de volum

V

1

2p

V

1

2 3

4


neglijabil, lipsite de coeziune, aflate la mare distanţă între ele şi care interacţionează numai prin ciocniri şi transmiteri de impulsuri. În mişcarea lor dezordonată au o mişcare rectilinie şi uniformă, până la ciocnirea cu alte molecule, iar căldurile specifice cp şi cv sunt considerate constante, independent de presiune şi temperatură.

De asemenea, gazul perfect nu are vâscozitate, îşi păstrează proprietăţile indiferent de variaţiile de presiune şi temperatură, iar în vecinătatea temperaturii de zero absolut nu se lichefiază, volumul său tinzând spre zero.

Gazele reale prezintă abateri faţă de comportarea gazului perfect în special datorită coeficientului de compresibilitate, dar vaporii şi aerul la presiuni foarte mici şi temperaturi foarte ridicate se apropie de gazul perfect.

Gazul perfect se supune următoarelor legi, deduse experimental :

Legea Boyle-Mariotte sau transformării izoterme (T=ct), arată că volumele ocupate de o aceeaşi masă de gaz perfect sunt invers proporţionale cu presiunile suportate de el, adică:

( ) ctTfpVsaupp

VV

===1

2

2

1 (1.13)

În diagrama p-V funcţia de temperatură este o hiperbolă echilateră, iar curbele mai depărtate de origine sunt carateristice temperaturilor mai ridicate (fig.1.4.)

p

T3>T2

TcreşteT2>T1

T1

V

Fig. 1.4. Reprezentarea izotermelor în diagrama p-V

Legea lui Gay Lussac sau a transformării izobare (p = ct), arată că la presiune constantă volumele aceleiaşi cantităţi de gaz perfect sunt direct proporţionale cu temperaturile absolute ale gazului, adică :

ctpfTVsau

TT

VV

=== )(2

1

2

1 (1.14)

Variaţia de volum ΔV a gazului, între starea iniţială V0 la temperatuta t0=0°C şi starea finală V la temperatura t este :

tVVVV ⋅α⋅=−=Δ 00 (1.15)


unde: α este coeficientul de dilatare izobară, care este egal cu: α=1/273,15=0.003661°C-1. În diagrama p-V ecuaţia izobarei este o dreaptă paralelă cu abscisa, iar în diagrama V-T o dreaptă care porneşte din origine şi are coeficientul unghiular V0 α (fig.1.5.).

Fig. 1.5. Reprezentarea izobarelor în diagramele p-V şi V-T

Legea lui Charles sau a transformării izocore (V = ct) arată că pentru un gaz perfect, la volum constant presiunile între două stări sunt proporţionale cu temperaturile absolute:

ctVfTpsau

TT

pp

=== )(2

1

2

1 (1.16)

În mod analog, variaţia de presiune dintre starea finală şi cea iniţială este dată de relaţia:

tpppp ⋅β⋅=−=Δ 00 (1.17)

unde: β este coeficientul de compresibilitate izocoră definit în relaţia (1.8)

Valoarea lui este aceeaşi ca a lui α (β=α=0.003661°C-1), în concluzie se poate spune că:

( ) tCtT +=+α

= 15,2731 0 (1.18)

Procesul izocor în diagrama p-V este o dreaptă paralelă cu ordonata, iar în V-T o dreaptă care pleacă din origine şi are panta p0 β (fig.1.6.).

Fig. 1.6. Reprezentarea izocorelor în diagramele p-V şi p-T

p Vp cre

p2<p1

p3<p2

şte

1 2

p2=p1

p1=ct

V T

p

V

p

T

V1=ct

V2<V1

V3<V2

V creşte

1

2

V2=V1


Legea generală a gazului perfect sau ecuaţia de stare Clapeyron-Mendeleev se obţine prin îmbinarea legilor anterioare. Astfel, considerăm un kmol de gaz perfect, aflat iniţial la starea normală fizică (p0 = 101325 Pa, t0 = 0°C şi volumul V0) care va trece în starea finală (p, V, t).

Înmulţind acum ecuaţiile (1.13),(1.14) şi (1.16) pentru ambele stări rezultă:

0

00

0

0

0

000 T

VpTpVsauct

Tp

TV

VpTp

TVpV ==⋅⋅=⋅⋅ (1.19)

care corespunde legii generale a gazului perfect

Pentru starea normală fizică 0

00

TVp

se notează cu R şi se numeşte constanta gazului

perfect. Valoarea sa este dată de înlocuirea volumului molar V0=Vμ0=22,4 m3/ kmol echivalent unui kmol de gaz perfect şi a valorilor lui p0=101325 Pa şi

T0=1/α=273,15 °K. Rezultă deci: R= 831015,273

4,22101325≅

⋅ [J/kmolK].

Având acum în vedere o masă m de gaz ce corespunde unui număr ν de kmoli de gaz (ν=m/M), atunci ecuaţia Clapeyron- Mendeleev devine:

⋅ν=pV R MmT =⋅ R T (1.20)

Pentru gazele reale, în condiţiile în care se poate aplica ecuaţia generală de stare a gazului perfect, se notează cu R=R/M [J/kgK] şi se numeşte constanta masică a gazului dat, şi ca semnificaţie fizică reprezintă lucrul mecanic efectuat de 1 kg de gaz, când acesta se încălzeşte cu un grad la presiune constantă.

Deci ecuaţia devine:

pV=m R T (1.21)

Dacă acum se ţine cont de definiţia densităţii gazului ρ=m/V [kg/m3], sau a volumului specific v=1/ρ=V/m [m3/kg], atunci forma cea mai simplă a ecuaţiei generale de stare este:

p = ρ R T sau pv = RT (1.22)

Diferenţiind acum ultima formă a ecuaţiei (1.22), rezultă relaţia între parametrii termici de stare în cazul echilibrului termic al gazului perfect sau forma explicită a ecuaţiei caracteristice termice:

TT

vv

ppsauTRpvvp dddddd =+=+ (1.23)


1.2. PRINCIPIILE TERMODINAMICII

1.2.1. Principiul zero al termodinamicii

Principiul zero al termodinamicii reprezintă o lege obţinută experimental, care precizează condiţiile în care este posibil un echilibru termic între mai multe sisteme şi se enunţă astfel: două sisteme aflate în echilibru termic cu un al treilea sistem sunt în echilibru termic între ele.

Pe baza acestui principiu se poate stabili că două sisteme au aceeaşi temperatură, fără ca ele să fie în contact diaterman, dacă un acelaşi termometru prezintă aceleaşi indicaţii pentru ambele sisteme.

1.2.2. Principiul I al termodinamicii. Energia internă, căldura şi lucrul mecanic

Considerăm un corp oarecare aflat într-o stare termică determinată prin parametrii de stare (p,V,T) şi care primeşte o cantitate de căldură elementară din exterior dQ. Efectul acesteia se regăseşte fie prin creşterea căldurii sensibile (creşterea temperaturii) a corpului, fie prin producerea de lucru mecanic, sau pot apare ambele efecte. Acest lucru se traduce prin ecuaţia:

dQ = dU + dL = dU + pdV (1.24)

care reprezintă chiar expresia matematică a primului principiu al termodinamicii. Dacă integrăm relaţia (1.24) rezultă forma macroscopică de utilizare:

LULUUQ − + = Δ +=− 1221 (1.25)

unde: dU este variaţa elementară a energiei interne a corpului (J), iar dL variaţia elementară a lucrului mecanic (J). Principiul I al termodinamicii exprimă de fapt legea conservării energiei şi de asemenea se referă la modul în care variază energia internă a unui sistem care interacţionează mecanic sau termic cu mediul exterior. Experimental s-a constatat că:

• energia internă a unui corp izolat termic şi mecanic de alte sisteme nu se modifică, indiferent dacă în interiorul corpului au loc sau nu alte procese fizice;

• energia internă se modifică numai pe baza schimbului de lucru mecanic sau căldură cu mediul exterior.

Pe baza acestor elemente principiul I al termodinamicii se enunţă astfel:

În orice transformare variaţia energiei interne ΔU depinde doar de stările iniţială şi finală ale sistemului, fiind independentă de stările intermediare prin care trece sistemul termodinamic.

Deoarece lucrul mecanic şi căldura sunt forme de energie care pot fi primite sau cedate de sistemul termodinamic în raport cu mediul exterior, pentru buna înţelegere a proceselor se acceptă următoarea convenţie de semne:


CĂLDURĂ LUCRU

MECANIC ENERGIA

Primită din exterio

+

+-

- r

Cedată în exterior

Din analiza relaţiei (1.25) rezultă următoarele concluzii:

1. Dacă sistemul nu schimbă căldură cu mediul exterior (Q=0) atunci lucrul mecanic este egal cu variaţia energiei interne luată cu semn schimbat: L= -ΔU = U1 -U2). Aceasta înseamnă că, dacă un sistem termodinamic nu primeşte căldură din exterior, el poate efectua lucru mecanic numai pe seama scăderii energiei sale interne.

2. Dacă sistemul efectuează o transformare ciclică, atunci ΔU=0, deci U1=U2 şi rezultă că L=Q, adică: un sistem termodinamic poate efectua lucru mecanic într-o transformare ciclică numai dacă primeşte căldură din exterior.

În aceste condiţii principiul I al termodinamicii se mai poate exprima şi astfel: nu poate fi construită o maşină termică care să producă lucru mecanic fără a consuma căldură din mediul exterior (sursă externă) sau, nu poate fi construit un perpetuum mobile de speţa I.

Luând în considerare masa de 1kg de substanţă care evoluează între două stări, atunci ecuaţia primului principiu se exprimă prin mărimi specifice şi anume:

vpuluq ddddd +=+= (1.26 )

dacă prin lucrul mecanic dl se înţelege numai cel de dilatare.

În calculele termodinamice se utilizează adesea o nouă mărime energetică, egală cu suma dintre energia internă u şi produsul dintre presiunea p şi volumul specific v, numită entalpie (termen introdus în anul 1909 de H.Kamerling-Onnes):

pvuhpvuh sau +=+= )d(dd (1.27)

Deoarece mărimile h şi u sunt univoc legate între ele, există o relaţie bine determinată între zeroul energiei interne şi cel al entalpiei: pentru u = 0 valoarea entalpiei va fi h = pv. Spre exemplu pentru punctual de zero al energiei interne a apei (t=0,01 °C, p=610,8 Pa şi v= 0,001 m3/kg) valoarea entalpiei devine: h=pv=0,611 J. Entalpia este şi ea o funcţie de stare h=f(p,v,T) şi deci poate fi reprezentată sub forma unei funcţii de doi parametri de stare oarecare, de pildă h=f(p,T) şi a cărei diferenţială este o diferenţială totală exactă:

pphT

Thh

Tp

ddd ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

= (1.28)

În aceste condiţii ecuaţia primului principiu al termodinamicii, prelucrând ecuaţia (1.26) rezultă:


pvhpvpvupvpvuvpuq ddd)d(d)d(dddd −=−+=−+=+= (1.29)

Dacă transformarea este izobară (dp=0), atunci: dqp=dh şi atunci luând în consideraţie relaţia (1.28), prin identificare, rezultă căldura specifică la presiune constantă:

p

p Thc ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

= (1.30)

Dacă acum se explicitează relaţia (1.24) pentru unitatea de masă de gaz, adică:

dq = du + dl = du + pdv (1.31)

şi considerăm o transformare izocoră (dv=0), atunci:

dqv= du = TTu

vd⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂ (1.32)

În mod analog, căldura specifică la volum constant cv, definită ca raport între cantitatea de căldură transferată şi variaţia de temperatură, rezultă:

v

vv T

uTq

c ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

==dd

(1.33)

Relaţia (1.33) caracterizează viteza de creştere a energiei interne, cu creşterea temperaturii, într-o transformare izocoră.

Aplicate gazului perfect, derivatele parţiale din relaţiile (1.30) şi (1.33) pot fi înlocuite cu derivatele totale respective, adică:

Tuc

Thc vp d

dsidd

== (1.34)

Diferenţiind în raport cu temperatura ecuaţia de definiţie a entalpiei, rezultă:

Tpv

Tu

Th

d)d(

dd

dd

+= (1.35)

Utilizând în continuare relaţia Clapeyron-Mendeleev: pv=RT, rezultă că RTpv =d)d( , iar relaţia (1.35), pentru gazul perfect capătă forma:

Rcc vp =− (1.36)

relaţie care poartă denumirea de formula lui Robert-Mayer şi care este foarte utilă în calculele termodinamice cu gaze reale (R este constanta masic a gazului, în kJ/kgK). Experimental, pentru gazele reale monoatomice, biatomice şi poliatomice, în condiţiile în care pot fi asimilate gazului ideal, valorile căldurilor specifice masice sunt:


Tipul gazului cp

[kJ/kgK]

cv

[kJ/kgK]

Exponent adiabatic k=cp/cv

Monoatomic

(He)_

(3/2)R (5/2)R 5/3=1,67

Biatomic

(O2, H2, aer, etc)

(5/2)R (7/2)R 7/5=1,4

Poliatomic

(SO2, vap H2O, etc)

3R 4R 4/3=1,33

Pentru un kmol de gaz relaţia (1.36) devine :

Cp -Cv = R [kJ/kmolK] (1.37)

Având în vedere cele prezentate mai sus, relaţiile care guvernează transformările simple ale gazului perfect sunt:

a) transformarea izocoră (V=0) şi L=0:

ΔU=Q=(m/M)CvΔT [kJ/kmol K] (1.38)

ΔU=Q=mcvΔT= mcv(T2-T1) [kJ/kg K] (1.39)

b) transformarea izobară (p=0):

Q=(m/M)CpΔT=(m/M)Cp(T2-T1) [kJ/kmol K] (1.40)

L=pΔV=pΔ(V2-V1)=(m/M) R ΔT [kJ/kmol K] (1.41)

ΔU=(m/M)CvΔT=(m/M)Cv(T2-T1) [kJ/kmol K] (1.42)

c) transformarea izotermă (T=0):

Având în vedere că energia internă depinde numai de temperatură, rezultă că variaţia ei între două stări este nulă: ΔU=0

Luând în consideraţie relaţia de definiţie a lucrului mecanic de dilatare: dL=pdV şi ecuaţia Clapeyron - Mendeleev (1.20), rezultă, că pentru transformarea izotermă expresia lucrului mecanic devine:

dL=(m/M) R T (dV/V) (1.43)

Integrând relaţia (1.43) între două stări rezultă:

2

1

1

2

2

1

1

2

lg3,2lg3,2ln

lnlndd 2

1

2

1

2

1

pp

RTMm

VV

RTMm

pp

RTMm

VV

RTMmVRT

Mm

VVRT

MmLL V

V

V

V

V

V

==

==== ∫∫ (1.44)


Expresia primului principiu al termodinamicii arată că lucrul mecanic efectuat de sistem este egal cu cantitatea de căldură primită: Q=L.

d) transformarea adiabatică (Q=0):

Un sistem adiabatic este un sistem complet izolat termic de exterior, şi nu primeşte şi nici nu cedează căldură.

Expresia analitică a transformării este cea dată de Poisson;

pVγ = ct sau TVγ-1 = ct (1.45)

unde: γ este exponentul adibatic definit prin raportul căldurilor specifice la presiune constantă şi la volum constant γ=cp/cv > 1.

În consecinţă, din expresia primului principiu al termodinamicii rezultă că:

ΔU+L=0 sau L= - ΔU= - (m/M)CvΔT (1.46.)

ceea ce explică faptul că un sistem izolat adiabatic poate produce lucru mecanic numai pe baza scăderii energiei interne acumulate.

1.2.3. Principiul al II-lea al termodinamicii

Primul principiu al termodinamicii, ca expresie a legii conservării şi transformării energiei, arată numai posibilitatea transformării reciproce a diverselor forme de energie şi implicit imposibilitatea realizării unui perpetuum mobile de speţa I. De asemenea primul principiu tratează transformările reversibile (ex. de la A la B şi de la B la A) cu echivalentă de energie (dar cu semn schimbat), fără a preciza şi a stabili dacă această evoluţie este posibilă sau nu. Mai mult principiul I al termodinamicii tratează în acelaşi mod transformarea de energie mecanică în căldură şi invers, deşi între aceste două transformări este o deosebire esenţială. Energia mecanică se poate transforma integral în căldură prin frecare, fără condiţii speciale. Energia calorică însă, nu se poate transforma niciodată integral în lucru mecanic, reclamând şi anumite condiţii de efectuare.

Toate aceste elemente au dus la formularea principiului al II-lea al termodinamicii, care stabileşte particularităţile de transformare a căldurii, cu caracter calitativ. El nu vizează cantităţile de energie din cadrul procesului, ci numai sensul transformărilor şi explică principiul general al “naturii”, după care transformările spontane de energie se realizează de la potenţial mai ridicat spre potenţial mai scăzut (diferenţă de potenţial: termic, hydraulic, electric, etc).

De remarcat că cele două principii se completează reciproc, pe baza lor putându-se realiza maşinile termice prin cicluri termodinamice.

Principiul al doilea al termodinamicii are multiple formulări, pentru a putea acoperi cât mai bine multiplele aspecte calitative ale proceselor termice.

O primă formulare este cea exprimată de Sadi Carnot care arată că: Nu există o maşină termică, care să producă cicluri termodinamice fără existenţa a două surse de căldură, de potenţiale termice diferite (sursă caldă şi sursă rece).


Natura a dovedit trecerea de la sine a căldurii de la un corp mai cald spre un corp mai rece, fenomenul nefiind reversibil, trecerea inversă fiind impusă de un consum suplimentar de lucru mecanic.

Această constatare i-a permis lui Clausius (1850) să să exprime al doilea principiu sub forma: Căldura nu se transferă de la sine niciodată de la un corp, la altul cu o temperatură mai ridicată. Altfel spus este imposibil a realiza un proces ciclic prin care să se producă transformarea căldurii în lucru mecanic fără existenţa a două surse de temperaturi diferite, sau nu se poate realiza un proces motor cu un singur izvor de căldură.

În concordanţă cu cele de mai sus Lord Kelvin (W. Thomson 1851) a enunţat al II-lea principiu sub forma: În natură, transformările ciclice al căror efect constă în producerea de lucru mecanic echivalent cu cantitatea de căldură preluată de la o singură sursă, sunt imposibile. O astfel de maşină care ar produce lucru mecanic prin absorbţie de căldură de la un singur izvor, producând numai răcirea acestuia, constituie un perpetuum mobile de speţa a II-a.

Un astfel de perpetuum mobile, ar fi o maşină care ar transforma integral energia dezordonată a mediului ambiant într-o energie ordonată, mediul ambiant jucând rolul unei surse de caldură infinit de mari. Altfel spus această formulare arată că, ideea de a utiliza imensele cantităţi de căldură gratuite avute la dispoziţie : solară, acumulată în apa mărilor, oceanelor ,sol, etc., fără a exista o a doua sursă este lipsită de sens.

O altă enunţare plecând de la observaţii experimentale este: Transformarea lucrului mecanic în căldură prin frecare este ireversibilă, sau după cum afirma Max Planck: Toate procesele naturale sunt ireversibile.

Toate aceste formulări duc la concluzia că lucrul mecanic, ca energie ordonată, poate fi trasformat integral în energie internă sau în altă formă de energie, pe când energia internă se poate transforma numai parţial în lucru mecanic sau altă formă de energie, introducând astfel noţiunea de randament termic, definit ca raport dintre lucrul mecanic produs şi cantitatea de căldură consumată din exterior pentru producerea lui:

QL

=η 100 [%] (1.47)

Având în vedere toate aceste elemente termodinamice apare noţiunea de pierderi energetice ireversibile pe care Clausius le-a cuantificat prin noţiunea de entropie.

Anticipând acum randamentul ciclului Carnot reversibil (care se desfăşoară între două izoterme şi două adiabate) ce lucrează între sursele de căldură Q1 de temperatură superioară T1 şi Q2 de temperatură scăzută T2, utilizând relaţiile transformărilor date de principiul I al termodinamicii, rezultă:

1

2

1

21

11

TT

QQQ

QL

C −=−

==η (1.48)


De aici rezultă că: 1

21

1

21

TTT

QQQ −

=−

, sau ceea ce este acelaşi lucru cu :

2

2

1

1

TQ

TQ

= (1.49)

Sub formă generală, ţinând seama şi de convenţia de semne a căldurilor intrate şi ieşite, relaţia (1.49), devine:

02

2

1

1 =+TQ

TQ

(1.50)

Se poate generaliza expresia (1.50) pentru orice proces ciclic reversibil oarecare, considerându-l o sumă infinită de cicluri Carnot cu surse de căldură de temperaturi diferite (aria ciclului considerat fiind egală cu suma ariilor ciclurilor elementare Carnot). fig. 1.7.

p a N

bM

V

Fig.1.7. Divizarea unui ciclu reversibil oarecare printr-o infinitate de cicluri elementare Carnot

Înlocuirea liniilor de contur cu izotermele T1 şi T2 conduce la erori de ordinul infiniţilor mici de ordin doi, astfel că fiecare fâşie elementară a ciclului poate fi considerată ca şi un ciclu Carnot reversibil, pentru care relaţia (1.50) devine:

0dd

2

2

1

1 =+TQ

TQ

(1.51)

Integrând ecuaţia (1.51) între punctele M şi N unde adiabatele limită sunt tangente la conturul ciclului dat, rezultă:

0dd

2

2

1

1 =+ ∫∫NbMMaN

TQ

TQ

(1.52)

Această relaţie reprezintă itegrala de contur, sau integrala lui Clausius:

∫ = 0dTQ (1.53)

Într-un ciclu reversibil integrala lui Clausius este nulă şi deci, expresia de sub integrală reprezintă diferenţiala unei funcţii de stare. Această funcţie notată cu S


este denumită de Clausius “entropie” şi este o mărime calorică de stare cu caracter extensiv:

T

SsauT

S dd ==QQ δd (1.54)

Relaţia de mai sus este expresia matematică a principiului al II-lea pentru transformări de stare reversibile (cvasistatice). În consecinţă, pentru cele două porţiuni reversibile (MaN) şi (NbM) se poate scrie :

0dd=+ ∫∫

M

Nb

N

MaTQ

TQ (1.55)

şi deci:

MN

N

Mi

N

Mb

N

Ma

SSTQ

TQ

TQ

−==== ∫∫∫d....dd (1.56)

Relaţia (1.56) arată că: integrala lui Clausius pentru o transformare reversibilă deschisă, depinde numai starea iniţială şi finală şi este independentă de stările intermediare, fiind egală cu variaţia entropiei.

Pentru transformările reversibile, expresia explicită a principiului al II-lea al termodinamicii este:

T

VpUS ddd += (1.57)

Pentru unitatea de masă de de substanţă entropia specifică devine:

Tqs dd = (1.58)

În transformările reversibile reale, chiar şi pentru un corp izolat termic entropia creşte, adică:

Tqs dd ≥ (1.59)

care reprezintă expresia generală a principiului al II-lea al termodinamicii.

1.2.4. Principiul al III-lea al termodinamicii

Spre deosebire de primele două principii ale termodinamicii, care au valabilitate absolută în domeniul fenomenologic, aplicarea principilui al treilea trebuie să ţină seama de existenţa unor substanţe care, prin proprietăţile şi comportările lor statistice, contrazic cel de-al treilea principiu chiar la temperaturi foarte coborâte, adică în domeniul lui de valabilitate. Prima exprimare dar, incompletă îi aparţine lui W. Nernst (1906): În reacţiile chimice dintre faze condensate, lichide sau solide, lucrul mecanic reversibil şi entalpia de reacţie sunt egale la punctul de zero


absolut şi în vecinătatea lui. Această formulare precizează implicit că variaţia entropiei tinde la zero în apropierea punctului de zero absolut.

Planck a specificat acest lucru prin afirmaţia: Entropia oricărui corp solid, cristalizat, format din particole cu aceeaşi orientare în reţeaua cristalină, tinde spre zero în apropiere de zero absolut.

După această formulare, principiul al III-lea al termodinamicii face posibilă determinarea valorii reale a entropiei substanţelor solide, lichide şi gazoase, la orice nivel de temperatură.

Exprimarea principiului al III-lea sub forma: entropia tuturor substanţelor ajunse la echilibru termodinamic intern, tinde spre zero, în apropierea temperaturii de zero absolut, extinde formularea lui Planck, asupra tuturor substanţelor aflate în stare de echilibru şi face posibilă determinarea valorii reale a entropiei, pentru orice tip de substanţă la orice temperatură.

Pentru înţelegerea formulei de “apropiere de zero absolut” trebuie spus că punctul de zero absolut este imposibil de atins pe cale experimentală, de orice substanţă, fapt ce explică anularea coeficienţilor termodinamici când temperatura tinde spre acel punct (α→0, β→0).

Imposibilitatea atingerii punctului de zero absolut se poate demonstra şi analitic dacă se porneşte de la aplicarea principiului al II-lea ciclului Carnot (fig.1.8.)

T

q

0

T=

Fig. 1.8. Ciclul Carnot în diagrama T-s.

Astfel, din expresiile entropiei aplicate transformărilor ciclului Carnot rezultă:

0;0 41342312 =Δ+Δ+Δ+Δ=∫ ssssTdq (1.60)

Pe de altă parte:

0;0;0; 41342312 =Δ=Δ=Δ=Δ sssTqs (1.61)

Acest lucru arată că deşi q≠ 0, raportul q/T=0, din care rezultă că nu se poate coborî pe izoterma de zero absolut, ceea ce este acelaşi lucru cu a preciza că este imposibil de a atinge punctul de zero absolut.

T1=T2

s1=s4 s2=s3s

1 2

34


1.3. DIAGRAME ENTROPICE DE STARE

Diagramele de stare dinamice de tip p-V, p-T, T-V sunt calitative şi nu permit concluzii asupra cantităţilor de căldură ce intervin în transformare. Entropia, ca mărime caracteristică de stare, poate fi folosită pentru trasarea unor diagrame din care să se deducă cantităţile de căldură. Astfel de diagrame se numesc termice, calorice sau entropice, T-s (fig.1.9.). Al III-lea parametru se obţine din oricare altă ecuaţie de stare. Ecuaţia este de forma: y=y(T,s) unde y poate fi presiunea, volumul, energia internă sau entalpia.

Fig.1.9. Diagramele: dinamică (p,V) şi entropică de stare (T,s)

Pentru un kg de gaz perfect, expresia variaţiei entropiei specifice este:

Tqs dd = (1.62)

Folosind acum expresia primului principiu al termodinamicii sub forma:

vpTcq v ddd += (1.63)

rezultă:

vvR

TTcs v

ddd += (1.64)

Ţinând seama de expresiile:

c-;ddd;dddv Rc

pp

vv

TT

pp

TT

vv

p =+=−= (1.65)

se obţin alte forme de exprimare pentru variaţia entropiei ds:

ppR

TTcs p

ddd −= sau vvc

ppcs pv

ddd += (1.66)

Integrând între două stări definite (1,2) şi considerând căldurile specifice, cp şi cv constante pe intervalul de temperaturi (T1,T2), entropia capătă forma:

0lnln svRTcs v ++= (1.67)

T

s

p 1

1

2 T2p

a b ds

dq=Tds dl=pdV

VdVa b


(1.68) '0

lnln spRTcs p ++=

(1.69) "0lnln svcpcs pv ++=

Mărimile sunt constante aditive de integrare ce se pot alege arbitrar şi care nu influienţează aplicaţiile tehnice, deoarece se lucrează cu diferenţe de entropie, constantele anulându-se astfel reciproc. Pe lângă relaţia lui Robert-Meyer

, utilizând şi coeficientul adiabatic

"0

'00 ,, sss

Rcc vp =− vp cc=γ relaţiile de mai sus devin:

( ) 01ln sTvcs v += −γ (1.70)

'01ln s

p

Tcs p +⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

=γ−γ

(1.71)

( ) "0

ln spvcs v += γ (1.72)

Aceste ultime relaţii arată că entropia este proporţională cu logaritmul parametrilor şi este constantă în transformările adiabatice. Cuplând cu relaţia (1.62) rezultă sensul variaţiei entropiei:

- dacă dq = 0, atunci entropia rămâne constantă;

- dacă dq > 0, atunci entropia creşte;

- dacă dq < 0, atunci entropia scade.

Pentru transformările simple expresiile variaţiei de entropie devin:

- transformarea izocoră (v=ct): 1

2lnTT

cs v=Δ (1.73)

- transformarea izobară (p=ct): 1

2lnTT

cs p=Δ (1.74)

- transformarea izotermă (T=ct): 2

1

1

2 lnlnppR

vvRs ==Δ (1.75)

2. TRANSFERUL DE CĂLDURĂ 2.1. CONSIDERAŢII GENERALE

2.1.1. Definiţii

Transferul de căldură este ştiinţa proceselor spontane ireversibile ale propagării căldurii în spaţiu şi reprezintă schimbul de energie termică între două corpuri, două regiuni ale aceluiaşi corp, două fluide ca rezultat al unei diferenţe de temperatură între acestea.

Transferul de căldură are ca preocupare procese în care energia termică la parametri mai ridicaţi este transformată în energie termică la parametri mai coborâţi. În mod curent, parametrul cu care se apreciază calitatea căldurii este temperatura, definită ca o măsură globală a intensităţii proceselor care determină energia internă a unui corp (agitaţia termică a moleculelor la lichide şi gaze, vibraţia atomilor şi mişcarea electronilor liberi la metale etc.).

Schimbul de căldură respectă principiile termodinamicii: principiul I al termodinamicii, care exprimă legea conservării energiei, şi principiul al II-lea al termodinamicii, care stabileşte sensul natural al propagării căldurii, întotdeauna de la sursa cu temperatură mai ridicată către sursa cu temperatură mai coborâtă. [2.1]

Obiectivele principale ale transferului de căldură sunt: în primul rând, determinarea sau asigurarea cantităţii de căldură schimbată în unitatea de timp în condiţii date de temperatură, iar în al doilea rând, verificarea compatibilităţii materialelor folosite cu regimul de temperaturi la care sunt supuse, prin determinarea câmpului de temperatură. Se menţionează că un aparat schimbător de căldură reprezintă o soluţie optimă din punct de vedere termic, hidraulic, mecanic, economic, şi de siguranţă în funcţionare, de regulă, transferul de căldură fiind factorul determinant. La aceasta se adaugă găsirea metodelor şi procedeelor de intensificare sau, în anumite cazuri, de frânare a transferului de căldură.

Transferul de căldură are loc în trei moduri distincte: conducţie, radiaţie şi convecţie. Conform definiţiei anterioare, numai conducţia şi radiaţia reprezintă procese de schimb de căldură datorite exclusiv unei diferenţe de temperatură. Cel de-al treilea mod, convecţia, este un proces mai complex, care implică în mod necesar şi transferul de masă. Deoarece însă convecţia realizează transferul de energie din regiuni cu temperatură mai ridicată către regimuri cu temperatură mai coborâtă, a devenit general acceptat „transferul de căldură prin convecţie” ca al treilea mod de schimb de căldură.

2.1.2. Mărimi de bază

Câmpul de temperatură. Într-un punct oarecare din spaţiu M (x, y, z), temperatura, ca parametru scalar de stare, depinde de poziţie şi de timp, adică:

t = (x, y, z, τ). (2.1)


Câmpul de temperatură reprezintă astfel totalitatea valorilor temperaturii t în întreg spaţiul, la un timp oarecare τ, expresia (2.1) reprezentând ecuaţia acestui câmp.

Câmpul de temperatură poate fi constant (staţionar sau permanent) şi tranzitoriu (nestaţionar sau variabil), după cum timpul τ apare explicit sau nu în ecuaţia (2.1) şi anume:

- câmpul constant de temperatură are ca ecuaţie:

0);,,(1 =τ∂∂

=tzyxft (2.2)

- câmpul tranzitoriu de temperatură se exprimă prin ecuaţia (2.1).

În funcţie de numărul de coordonate care apar, câmpul de temperatură poate fi uni, bi sau tridirecţional. Astfel, în ecuaţiile (2.1) şi (2.2), câmpul de temperatură este tridirecţional în regim tranzitoriu, respectiv, constant. Dacă temperatura este în funcţie de două coordonate şi timp, câmpul este bidirecţional tranzitoriu, cu ecuaţia:

0);,,(2 =∂∂

τ=ztyxft , (2.3)

iar dacă se exprimă ca o funcţie de o coordonată şi timp, câmpul este unidirecţional tranzitoriu având ecuaţia:

0);,(3 =∂∂

=∂∂

τ=zt

ytxft . (2.4)

Ecuaţia câmpului constant de temperatură unidirecţional are forma cea mai simplă:

0;0);(4 =∂∂

=∂∂

=τ∂∂

=zt

yttxft . (2.5)

Suprafaţa izotermă reprezintă totalitatea punctelor din spaţiu considerate, care la timpul τ au aceeaşi temperatură t. Deoarece un punct dintr-un corp nu poate avea simultan două valori diferite ale temperaturii, rezultă că suprafeţele izoterme sunt suprafeţe continue care nu se intersectează între ele.

Gradientul de temperatură este o mărime cu ajutorul căreia se exprimă creşterea elementară de temperatură într-un punct al unui câmp de temperatură, la un timp τ dat.

Gradientul de temperatură reprezintă un vector normal la suprafaţa izotermă şi este numeric egal cu limita raportului dintre variaţia temperaturii Δt între două suprafeţe izoterme şi distanţa Δn dintre acestea, măsurată pe normala la suprafaţă, când Δn tinde către zero, adică:

gradnt

ntt

n ∂∂

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ΔΔ

=→Δ 0

lim [°C/m]. (2.6)

Transferul de căldură 23

Fluxul de căldură (termic) Q este cantitatea de căldură care trece printr-un corp sau de la un corp la altul, printr-o suprafaţă izotermă S, în unitatea de timp:

τΔ

=Q ΔQ [W], (2.7)

unde ΔQ este cantitatea de căldură transferată, în J;

Δτ - intervalul de timp de transfer al căldurii, în s.

Fluxul unitar de căldură qs reprezintă fluxul de căldură care traversează unitatea de suprafaţă în unitatea de timp:

τΔ

Δ==

SQ

SQqs [W/m2], (2.8)

unde S este aria suprafeţei de schimb de căldură în m2.

2.1.3. Analogia electrică a transferului de căldură

Două sisteme sunt analoage când ele au naturi diferite dar respectă ecuaţii similare care au condiţii la limită similare. Aceasta presupune că ecuaţiile care descriu comportarea unui sistem pot fi transformate în ecuaţiile celuilalt sistem prin simpla schimbare a simbolurilor variabilelor. Astfel, legea lui Ohm care exprimă în electrotehnică legătura dintre curentul continuu I, diferenţa de tensiune (potenţial) ΔU şi rezistenţa electrică Re, are o formă analoagă în transferul de căldură, prin relaţia dintre fluxul termic unitar q, diferenţa de temperatură (potenţial termic) Δt şi o mărime denumită rezistenţă termică R, adică:

s

se R

TqRUI Δ

=Δ

= ; . (2.9)

În această ecuaţia, când q se măsoară în W/m2 şi Δt în °C, rezistenţa termică Rs se exprimă în m2⋅°C/W.

În baza acestei analogii, se pot aplica la problemele de transmisie a căldurii o serie de concepte din teoria curentului continuu (de exemplu, un circuit electric are un circuit termic echivalent şi invers) şi alternativ (de exemplu, modelarea electrică a proceselor termice tranzitorii). Analogia electrică a transferului de căldură poate fi astfel folosită ca un instrument de calcul şi vizualizare a ecuaţiilor din transmisia căldurii prin legarea acestora de domeniul electrotehnicii.

Pentru cele trei moduri fundamentale de transfer de căldură urmează a se stabili expresii de calcul ale rezistenţei termice la conducţie, convecţie şi respectiv, radiaţie, care pot avea în procesele complexe de schimb de căldură scheme electrice echivalente de legare în serie sau în derivaţie.

Inversul rezistenţei termice poartă numele de conductanţă termică.


2.2. TRANSFERUL DE CĂLDURĂ PRIN CONDUCŢIE

2.2.1. Definiţii, mecanisme Prin transfer de căldură conductiv sau prin conducţie se înţelege procesul de trecere a căldurii dintr-o regiune cu temperatură mai ridicată către o regiune cu temperatura mai coborâtă în interiorul unui mediu (solid, lichid sau gazos) sau între medii diferite în contact direct, sub influenţa unui gradient de temperatură, fără existenţa unei deplasări aparente a particulelor care alcătuiesc mediile respective. Ea are loc ca urmare a transferului de energie cinetică de la o moleculă la alta vecină ei. Conducţia, prin faptul că presupune o imobilitate a corpului, în interiorul căruia există un gradient de temperatură, este caracteristică corpurilor solide. În cazul fluidelor lichide sau gazoase, la care imobilitatea fluidului, când în interiorul său există un gradient de temperatură, este greu de conceput, conducţia este însoţită de convecţie şi radiaţie [2.2].

La corpurile solide nemetalice (dielectrice), conducţia termică se realizează prin vibraţia termică a reţelei cristaline, care poate fi considerată ca o suprapunere de unde acustice – elastice. Astfel, dacă un cristal are două feţe la temperaturi diferite, energia termică este transferată prin fononi, de la faţa caldă la cea rece prin radiaţie acustică, în mod similar propagării în spaţiu a energiei, prin unde electromagnetice. Conceptul de fonon în conducţia termică este analog celui de foton din teoria radiaţiei electromagnetice. La trecerea prin materiale, fononii sunt atenuaţi, datorită fenomenului de dispersie, atenuarea undelor termoacustice fiind o mărime proporţională cu rezistenţa termică la conducţie. Pentru cristale ideale, la care dispersia fononilor lipseşte, rezistenţa termică este coborâtă, iar conducţia termică are o intensitate ridicată. În cristalele reale, datorită unor defecte de structură sau impurităţi, dispersia fononilor creşte, iar conducţia termică se reduce. În materialele amorfe, lipsite de structură simetrică sau periodică, dispersia fononilor este foarte mare, iar conducţia termică foarte redusă.

La corpurile solide metalice şi semiconductoare, conducţia termică se realizează prin două procese: ciocniri elastice din aproape în aproape, între molecule şi atomi, poziţia reciprocă a acestora rămânând însă aceeaşi în spaţiu, şi deplasarea electronilor liberi, în cazul particular al metalelor lichide şi electroliţilor, contribuţia ultimului proces fiind de 10-1000 ori mai mare decât la lichidele nemetalice.

La gazele neionizate, transportul căldurii prin ele are loc sub efectul oscilaţiilor moleculare (gazul fononic) care, având amplitudini reduse, este destul de lent şi ca urmare, ele sunt corpuri rele conducătoare de căldură.

La gazele ionizate, apare în plus şi radiaţia între particulele elementare, ceea ce face ca ele să fie mai bune conducătoare de căldură, decât cele neionizate.

În cazul lichidelor newtoniene, transferul căldurii prin conducţie are loc atât prin oscilaţiile moleculelor, deoarece distanţa dintre ele este relativ mica, cât şi a efectului de radiaţie.

În concluzie, conducţia este singurul mecanism de transfer de căldură prin corpurile solide opace, în fluide (lichide şi gaze), conducţia are o anumită


importanţă, dar ea este, de obicei, combinată cu convecţia, iar în unele cazuri şi cu radiaţia termică.

2.2.2.Condiţii de determinare univocă a proceselor de conducţie termică

Pentru a obţine soluţii cu semnificaţie fizică, ecuaţiilor de transfer (în general, de căldură, masă, moment) li se ataşează un set de elemente descriptive specifice procesului analizat. Acestea poartă denumirea de condiţii de determinare univocă a procesului [2.2].

Dezvoltarea şi rezolvarea modelelor analitice pentru procese termice conductive impune specificarea următoarelor condiţii principale de determinare univocă a procesului [ 2.1 ]:

a) Condiţiile generale de desfăşurare a proceselor termice conductive care se referă la stabilirea următoarelor elemente:

- materialul este omogen sau neomogen;

- materialul este izotrop sau neizotrop;

- materialul conţine sau nu conţine surse interioare de căldură, cu o distribuţie dată;

- regimul termic este permanent sau tranzitoriu ;

- propagarea căldurii are loc uni, bi sau tridirecţional.

b) Condiţiile geometrice care stabilesc forma geometrică şi dimensiunile corpului în care are loc procesul termic conductiv.

c) Conducţiile fizice care stabilesc valorile proprietăţilor fizice ale corpurilor şi variaţia în timp şi spaţiu a surselor interioare de căldură.

d) Condiţiile iniţiale, care stabilesc distribuţia temperaturii în interiorul corpului la momentul iniţial τ = 0, scrisă analitic: T = f(x, y, z), τ = 0;

e) Condiţiile la limită sau de contur care definesc legătura corpului studiat cu mediul ambiant şi care pot fi exprimate în mai multe moduri:

- de tip Dirichlet, care se referă la cunoaşterea temperaturii pe segmentul de frontieră considerat la fiecare moment τ;

- de tip Neumann, care se referă la cunoaşterea fluxului termic unitar de suprafaţă, pe segmentul de frontieră considerat, pentru orice τ;

- de tip Cauchy sau Robin, care se referă la cunoaşterea temperaturii mediului ambiant şi a coeficientului de transfer de căldură spre sau de la suprafaţa corpului considerat.


2.2.3. Ecuaţiile conducţiei termice

Legea lui Fourier reprezintă ecuaţia fundamentală a conducţiei termice unidi-recţionale printr-un corp omogen, izotrop, fără surse interioare de căldură, în regim staţionar:

( )dxdTSQ /λ−= [W]; ( )dxdTSQqs // λ−== [W/m2], (2.10)

în care: Q este fluxul de căldură, în W; λ - conductivitatea termica a materialului, în W/(m°C); S - aria suprafeţei de schimb de căldură, în m2; dT/dx - gradientul temperaturii, în °C/m.

Ecuaţiile conducţiei termice sunt prezentate în tabelul 2.1 pentru corpuri omogene şi izotrope, având conductivitatea termică λ = const, căldura specifică masică cp = const şi densitatea p = const, în intervalul de temperatură considerat; în interiorul corpului pot exista surse uniforme de căldură cu densitatea volumetrică (fluxul termic unitar volumetric) qv = const.

Tabelul 2.1

Ecuaţiile diferenţiale ale temperaturii în conducţia termică

Denumirea

ecuaţiei Tipul ecuaţiei Ecuaţia

Ecuaţia generală a conducţiei Ecuaţia lui Poisson Ecuaţia lui Fourier Ecuaţia lui Laplace

Regim tranzitoriu cu surse interioare de căldură Regim constant cu surse inte-rioare de căldură Regim tranzitoriu fără surse interioare de căldură Regim constant fără surse interioare de căldură

λ+∇=

τ∂∂⋅ vq

TTa

21

02 =λ

+∇ vqT

TTa

21∇=

τ∂∂⋅

02 =∇ T

Conductivitatea termică λ este o proprietate fizică a materialelor şi reprezintă factorul de proporţionalitate din legea lui Fourier (2.10). Conductivitatea termică depinde de starea de agregare, natura materialului, temperatură şi presiune. În figura 2.1. se arată intervalul de variaţie pentru λ pentru principalele materiale utilizate în tehnică.

Principalul parametru de stare care afectează conductivitatea termică este temperatura. Pentru corpurile solide se admite, de regulă, exprimarea variaţiei liniare a lui λ cu temperatura sub forma:

( ) ( )[ 00 1 TTT ]−β±λ=λ [W/(m °C)], (2.11)

unde: λ(T), λ0 sunt conductivitatea termică a materialului la temperatura T, respectiv la temperatura de referinţă T0, în W/(m -°C) ; T - temperatura


materialului în punctul în care se determină conductivitatea termică, în °C; β - coeficient de temperatură dependent de natura materialului, în 1/°C.

Fig. 2.1. Intervalul de variaţie a conductivităţii termice λ pentru diferite materiale.

De regulă, în relaţia ( 2.11 ) se adoptă ca temperatură de referinţă T0 = 0°C, astfel încât:

( ) ( )TT β±λ=λ 10 [W/(m°C)]. (2.12)

Semnul plus sau minus din aceste relaţii depinde de natura corpului solid. La majoritatea materialelor (de construcţie, refractare, termoizolante, cele mai multe dintre metale), coeficientul β este pozitiv, marcând o creştere a lui λ cu temperatura.

La gaze, dependenţa lui λ de temperatură este de forma:

( ) ( ) 2/30 273/TT λ=λ [W/(m°C)], (2.13)

unde λ0 este conductivitatea termică la temperatura T0 = 273 K, în W/(m°C), iar T - temperatura absolută, în K.

La materialele poroase (de construcţie, refractare, termoizolante) conductivitatea termică λ depinde de porozitatea, densitatea şi conţinutul de umiditate al materialului.


2.2.4. Conducţia termică unidirecţională în regim constant

Pentru pereţi plani şi cilindrici în contact cu două fluide de la care primesc căldura prin convenţie cu coeficientul de convecţie α, şi spre care cedează căldura cu coeficientul de convenţie α2, în tabelul 2.2 sunt date valorile rezistenţelor termice, coeficientul global de schimb de căldură şi al fluxurilor termice.

Tabelul 2.2

Mărimi şi relaţii de bază în calculul transferului de căldură, în regim constant, între două fluide prin pereţi despărţitori, fără surse interioare de căldură

(condiţii la limită de-al treilea tip)

Perete plan Perete cilindric

Denumirea Perete Unitatea de măsură Relaţia de calcul

0 1 2 3

Rezistenţa termică la conducţie

Plan m2°C/W λδ

=spR

Cilindric m°C/W 1

2ln2

1ddRlp πλ

=

Rezistenţa termică la conducţie

Plan m2°C/W 1

11α

=sR ; 2

21α

=sR

Cilindric m°C/W 111

1απ

=d

Rl ;

2122

1απ

=d

Rl

Rezistenţa termică totală

Plan m2°C/W Rst = Rs1 + Rsp + Rs2 Cilindric m°C/W Rlt = Rl1 + Rlp + Rl2


continuare tabel 2.2 0 1 2 3

Coeficientul global de schimb de căldură

Plan W/(m2°C) 21

11

sspssts RRRR

k++

==

Cilindric W/(m°C) 21

11

llplltl RRRR

k++

==

Fluxul termic unitar

Plan W/m2

( )

st

ff

ffsss

Rtt

ttktkq

21

21

−=

=−=Δ=

Cilindric W/m

( )

lt

ff

fflll

Rtt

ttktkq

21

21

−=

=−=Δ=

Fluxul de căldură Plan W ( )Sttk

tSkSqQ

ffs

ss

)21 −=== Δ=

Cilindric W ( )lttktlklqQ

ffl

ll

21 −== Δ ==

Temperatura suprafeţelor peretelui

Plan °C

Tp1 =Tf1 – qsRs1 = Tf2 + qs (Rsp + Rs2) Tp2 =Tf1 – qs (Rs1 + Rsp) = Tf2 + qs Rs2

Cilindric °C

Tp1 =Tf1 – qlRl1 = Tf2 + ql (Rlp + Rl2) Tp2 =Tf1 – ql (Rl1 + Rlp) = Tf2 + ql Rl2

2.2.5. Rezistenţe termice de contact.

Într-o serie de aplicaţii tehnice (lagărele maşinilor rotative, contactele electrice, asamblări mecanice etc.) zona de contact mecanic dintre două corpuri conductive (contact realizat prin presiune de apăsare, dispozitive de strângere etc.) reprezintă o discontinuitate în structura materialelor. Această discontinuitate are ca efect apariţia unei rezistenţe termice de contact, care produce, o cădere suplimentară de temperatură în zona de îmbinare (fig.2.2.)


Fig. 2.2. Transferul căldurii prin îmbinarea dintre două corpuri solide în contact termic

Transferul căldurii printr-o îmbinare plană se calculează cu relaţiile:

[W/m2]; Rsc = 1/α∗ [m2°C/W], (2.14) csccs tRtq Δα=Δ= ∗/

iar printr-o îmbinare cilindrică cu relaţiile:

[W/m]; [m°C/W] (2.15) clccl tdRtq Δαπ=Δ= ∗/ ∗απ= dRlc /1

unde: qs,ql sunt fluxul termic unitar de suprafaţă, în W/m2, respectiv, linear, în W/m; Δtc — căderea de temperatură în zona de contact, în °C; Rsc, Rlc - rezistenţa termică de contact raportată la unitatea de suprafaţă, în m2°C/W, respectiv, la unitatea de lungime, în m °C/W; α* - conductanţa termică de contact, în W/(m2°C); d - diametrul suprafeţei cilindrice de contact, în m.

Conductanţa termică de contact α* se poate determina cu datele din figura 2.3. şi tabelul 2.3 sau în mod simplificat cu relaţia:

( ) ( )( ) ( ) ( )[ ]ffc SSSS λ+λ+λλλδ=α∗ //2//1 2121 [W/(m2°C)], (2.16)

unde: S este aria suprafeţei nominale (totale) a zonei de contact (fig. 2.3.), în m2; S = Sc + Sf; Sc, Sf - aria suprafeţei efective de contact, respectiv,


Fig. 2.3. Conductanţa termică de contact α* pentru unele îmbinări de metale, în funcţie de

presiunea de strângere p. Semnificaţia curbelor 1- 10 este dată în tabelul 2.3

Tabelul 2.3

Caracteristicile suprafeţelor în contact corespunzătoare curbelor de conductanţă termică din fig. 2.3.

Curba nr.

Perechea de materiale

Rugozitatea suprafeţelor,

μm

Fluidul din interstiţiu

Tempera-tura medie de contact,

°C 1 Aluminiu 1,22-1,65 Vid (10-2 Pa) 43 2 Aluminiu 1,65 Aer 93 3 Aluminiu 0,15—0,2 Foiţă de plumb 43 (ne plane) (0,2 mm)

4 Oţel inoxidabil 1,08-1,52 Vid (10-2 Pa) 30 5 Oţel inoxidabil 0,25-0,38 Vid (10-2 Pa) 30 6 Oţel inoxidabil 2,54 Aer 93 7 Cupru 0,18-0,22 Vid (10-2 Pa) 46 8 Oţel inoxidabil-

aluminiu 0,76-1,65 Aer 93

9 Magneziu 0,2 -0,41 Vid (10-2 Pa) 30 (oxidat)

10 Fier-aluminiu — Aer 27


corespunzătoare fluidului (golurilor), în m2 ; λ1, λ2 conductivităţile termice ale materialelor solide în contact, în W/(m⋅°C); δ — grosimea medie a interstiţiului, în m ; δ = δ1+ δ2 ; δ1, δ2 — înălţimea medie a asperităţilor (rugozităţilor) suprafeţelor în contact, în m. Suprafaţa efectivă de contact Sc reprezintă, în mod obişnuit, 1—3% din suprafaţa nominală (aparentă) S, fără a depăşi 6— 8% pentru suprafeţele foarte netede, cu presiuni de contact ridicate.

2.3. ELEMENTE DE BAZĂ ALE CONVECŢIEI TERMICE

Mărimi şi relaţii de bază

Factorii care influenţează convecţia termică. Transferul de căldură prin convecţie este influenţat de patru categorii de factori:

• Natura mişcării depinde de cauza care generează mişcarea şi anume:

- Diferenţa de densitate a fluidului produsă de diferenţa de temperatură între diverse puncte ale acestuia; mişcarea este denumită mişcare liberă, iar transferul de căldură între un perete şi un fluid, având acest tip de mişcare, convecţie liberă (naturală).

- Efectul unei acţiuni mecanice exterioare (pompă, ventilator, vânt etc.), care - produce deplasarea fluidului; mişcarea poartă numele de mişcare forjată, iar transferul de căldură între un perete şi un fluid cu acest tip de mişcare, convenţie forţată.

Mişcările liberă şi forţată pot exista separat sau simultan. Când viteza mişcării forţate este mare, se poate neglija efectul mişcării libere.

• Regimul de curgere este caracterizat prin criteriul Reynolds Re; în funcţie de valoarea lui Re se deosebesc următoarele categorii de procese de transfer de căldură prin convecţie:

- convecţie în regim laminar, când 0 < Re < 2 320;

- convecţie în regim de tranziţie, când 2 320 < Re < 4 000 (10 000);

- convecţie în regim turbulent, când Re > 4 000 (10 000).

În funcţie de regimul de curgere a fluidului, mecanismul convecţiei termice se desfăşoară astfel :

- în regim laminar convecţia are loc cu precădere prin conducţie termică în fluid ; aportul mişcării de amestec este foarte redus ;

- în regim turbulent convecţia are loc prin conducţie termică în stratul limită de lângă perete şi prin transfer de masă şi amestec de fluid în zona centrală a curgerii.

Datorită turbulenţei în fluid, care generează transfer de masă, convecţia turbulentă este. mult mai intensă decât convecţia laminară.


• Proprietăţile fizice ale fluidului influenţează schimbul de căldură prin convecţie, fluidele diferenţiindu-se între ele ca agenţi termici. În mod special, transferul de căldură prin convecţie este afectat de conductivitatea termică λ, căldura specifică cp, difuzivitatea termică a, densitatea ρ şi viscozitatea dinamică η, proprietăţi dependente pentru fiecare fluid de temperatură şi presiune.

Pentru gaze, coeficientul de dilatare termică volumetrică

β = 1/Tf [1/K], (2.17)

unde Tf este temperatura absolută a gazului, în K. Pentru lichide, coeficientul β este de obicei, tabelat în funcţie de temperatura lichidului.

• Forma şi dimensiunile suprafeţei de schimb de căldură au un efect esenţial asupra procesului de convecţie. Geometria suprafeţei de schimb de căldură (plan, cilindru singular sau în fascicul, nervuri etc.) şi orientarea acesteia faţă de direcţia de curgere afectează caracteristicile stratului limită şi creează condiţii specifice de curgere şi de transfer de căldură.

Tabelul 2.4

Clasificarea proceselor de convecţie termică

Convecţie termică

Convecţie fără schimbarea stării de agregare a fluidului (convecţie monofazică)

Convecţie liberă

Regim laminar

în spaţiu finit

în spaţiu mare

Regim turbulent

în spaţiu finit

în spaţiu mare

Convecţie forţată

Regim laminar

Peste plăci

Prin canale Regim tranzitoriu Peste cilindri

Regim turbulent

Peste fascicule de ţevi

Convecţie cu schimbarea stării de agregare a fluidului (convecţie bifazică)

Fierbere Fierbere nucleică

În volum mare Cu convecţie forţată

Fierbere în film

Condensare

Condensare cu picături

Condensare peliculară

Regim laminar Regim mixt


Clasificarea proceselor de convecţie (tabelul 2.4) este făcută cu ajutorul celor patru categorii de factori prezentaţi mai sus, care influenţează transferul de căldură prin convecţie. Drept criterii succesive de clasificare s-au adoptat: schimbarea sau absenţa schimbării stării de agregare a fluidului în procesul de convecţie, natura mişcării, regimul de curgere, caracteristicile geometrice ale spaţiului în care se desfăşoară transferul de căldură.

Legea lui Newton. Fluxul de căldură Q schimbat prin convecţie între un perete şi un fluid se determină cu legea lui Newton :

Q = αS(tp – tf) [W]; qs = Q/S = α(Tp-Tf) [W/m2] (2.18)

unde: α este coeficientul de schimb de căldură prin convecţie (coeficientul de convecţie), în W/(m2⋅°C) ; S - aria suprafeţei de schimb de căldură, în m2 ; Tp, Tf - temperatura suprafeţei peretelui, respectiv, a fluidului, în °C ; qs - fluxul termic unitar de suprafaţă, în W/m2.

Legea lui Newton (2.18) reprezintă relaţia de definiţie a coeficientului de convecţie α. Definirea în acest mod a transferului de căldură prin convetie face ca în coeficientul de convecţie α să fie înglobaţi toţi factorii enumeraţi mai sus care determină procesul de convecţie.

Criterii, relaţii criteriale. În procesele de transfer de căldură anumite grupuri adimensioanle de parametri fizici, geometrici şi funcţionali, reprezentative prin aspectele fenomenelor pe care le consideră, au devenit, criterii. În tabelul 2.5 se prezintă cele mai importante criterii utilizate în calculul transferului de căldură.

Tabelul 2.5

Principalele criterii adimensionale utilizate în transferul de căldură

Denumirea criteriului Simbol Relaţia de calcul

Criteriul Reynolds Re Re = wl/v = wlρ/η Criteriul Prandtl Pr Pr = ηcp/λ = v/a Criteriul Peclet Pe Pe = Re Pr = wl/a Criteriul Nusselt Nu Nu = αl/λ Criteriul Stanton St St =Nu/Re Pr = α/cpρw Factorul Colburn j j = St Pr2/3 = Nu/Re Pr1/3 Criteriul Grashof Gr Gr = βgl3Δt/v2 Criteriul Biot Bi Bi = αl/λp Criteriul Fourier Fo Fo = aτ/l2 Criteriul Rayleigh Ra Ra = GrPr = βgl3Δt/va Criteriul Froude Fr Fr = w2/gl Criteriul Galilei Ga Ga = Re2/Fr = gl3/v2 Criteriul Arhimede Ar Ar = Ga (ρ-ρ0)ρ Criteriul Kutateladse K K = r/cpt Criteriul Newton Ne Ne = wτ/l


continuare tabel 2.5

Denumirea criteriului Simbol Relaţia de calcul

Criteriul Euler Eu Eu = Δp/ρw2 Criteriul Graetz Gz G z = Gcp/λl Criteriul Schmidt Sc Sc = η/ρD Criteriul Mach M M = w/w0

Observaţie: v - viscozitate cinematică, în m2/s; ρ - densitate, în kg/m3; η - viscozitate dinamică, în N⋅s/m2; cp - căldură specifică la presiune constantă, în J/kg⋅°C; λ - conductivitate termică, în W/(m⋅°C); a - difuzivitate termică, în m2/s; β - coeficient de dilatare volumetrică, în 1/°C; r - căldura latentă de vaporizare J/kg; t - temperatura centisimală, în °C; w - viteza fluidului, în m/s; l - lungimea caracteristică a curgetii, în m; α - coeficientul de convecţie, în W/(m2⋅°C); g - acceleraţia gravitaţiei, în m/s2; Δt - diferenţa de temperatură, în °C; τ - timpul, în s; λp - conductivitatea termică a peretelui, în W/(m⋅°C); ρ, ρ0 - densitatea fluidului în două puncte diferite, în kg/m3; Δp - diferenţa de presiune, în Pa; G - debilul de fluid, în kg/s; D - coeficientul de difuzie, în m2/s; w0 - viteza sunetului în fluid, în m/s.

Semnificaţia fizică a principalelor criterii adimensionale folosite în transferul de căldură este următoarea :

Criteriul Reynolds (Re) caracterizează regimul de curgere a fluidului şi se defineşte ca raportul dintre forţele de inerţie şi forţele de vâscozitate pentru unitatea de volum de fluid.

Criteriul Prandtl (Pr) caracterizează proprietăţile, fizice ale fluidului şi reprezintă raportul dintre distribuţia vitezei la curgerea fluidului şi distribuţia temperaturii la transferul căldurii.

Criteriul Peelet (Pe) se defineşte ca raportul dintre fluxurile de. căldură transmise prin convecţie, respectiv, prin conduciţie, la aceeaşi diferenţă de temperatură Δt.

Criteriul Nusselt (Nu) este raportul dintre gradientul temperaturii fluidului la suprafaţa peretelui şi un gradient de referinţă al temperaturii.

Criteriul Slanton (St) exprimă raportul dintre fluxul de căldură transmis prin convecţie şi fluxul de căldură acumulat de fluid.

Criteriul Grashof (Gr) intervine, în procesele de convecţie liberă şi caracterizează acţiunea reciprocă a forţelor ascensionale şi a forţelor de viscozitate a fluidului.

Criteriul Biol (Bi) reprezintă raportul dintre rezistenţa termică interioară (la conducţie) şi exterioară (la convecţie) a unui corp la transferul de căldură între acesta şi un fluid.

Criteriul Fourier (Fo) se utilizează în procesele tranzitorii de schimb de căldură şi exprimă timpul de propagare a căldurii în unităţi adimensionale.


În practică, coeficientul de convecţie α din legea lui Newton (2.18) se calculează, în general, din ecuaţii criteriale empirice.

Forma explicită generală a relaţiilor criteriale este:

Nu sau St = f (Re, Pr, Gr, Pe, . . .), ( 2.19)

unde Nu, St, Re, Pr, Gr, Pe,. . . reprezintă criterii adimensionale, având denumirea şi relaţia de calcul din tabelul 2.5.

Coeficientul de convecţie se determină prin relaţia :

α = (λ/l) Nu [W/m2⋅°C)]; α = cpρwSt [W/(m2⋅°C)] ( 2.20)

Formele ecuaţiilor criteriale pentru diferite geometrii şi regimuri de curgere pot fi consultate în numeroase lucrări de specialitate [2..] [2..][2...3].

În tabelul 2.6 se dau limitele aproximative de variaţie a valorilor coeficientului de convecţie α şi a criteriului Pr pentru unele fluide şi procese de convecţie.

Tabelul 2.6

Intervalul de variaţie a coeficientului de convecţie α şi a criteriului Prandtl (Pr)

Fluidul Pr Procesul de convecţie α, W/(m2⋅°C)

Gaze 0,68 - 0,80 Convecţie liberă Convecţie forţată

5 - 100 10 - 300

Apă 0,86 - 13 Convecţie liberă Convecţie forţată Fierbere nucleică

100 - 1000 500 - 4000 2000 - 40000

Abur supraîncălzit 0,86 - 0,96 Convecţie forţată 25-500

Abur saturat 0,80 - 0,96 Condensare cu picături Condensare peliculară

30000 - 120000 4000 - 15000

Uleiuri 20 - 100000 Convecţie monofazică 50 - 1800 Fluide organice 2,9 - 9 Convecţie monofazică

Condensare 1000 - 10000 500 - 2000

Metale lichide 0,004 - 0,03 Convecţie monofazică 20000 - 80000


2.4. TRANSFERUL DE CĂLDURĂ BIFAZIC

2.4.1. Transferul de căldură la fierbere

Clasificarea proceselor de fierbere. Fierberea se clasifică în următoarele tipuri:

Fierbere la convecţie liberă şi fierbere la convecţie forţată. Fierberea la convecţie liberă se produce pe suprafeţele încălzite imersate într-un volum mare de lichid staţionar. Fierberea la convecţie forţată are loc în cazul unor canale de curgere în care un fluid bifazic se deplasează sub influenţa unei forţe exterioare produse, de obicei, de o pompă.

Fierbere de suprafaţă şi fierbere în volum (globală). Fierberea de suprafaţă este procesul în care formarea vaporilor se datorează căldurii transferate de o suprafaţă în contact, cu lichidul sau imersată în acesta. Fierberea în volum se produce în întregul volum de lichid, datorită căldurii conţinute sau generale în lichid de surse termice volumetrice.

Fierbere nucleică şi fierbere în film. Fierberea nucleică defineşte tipul de fierbere la care producerea bulelor de vapori are loc în jurul unor centre de vaporizare (rugozitatea pereţilor, gaze dizolvate etc.). Fierberea nucleică poate fi de suprafaţă si de volum. Fierberea în film reprezintă procesul de formare a unei pelicule continue de vapori care acoperă suprafaţa de schimb de căldură.

Fierbere la saturaţie şi fierbere la subrăcire (fig. 2.4.). Fierberea la saturaţie are loc când întregul volum de lichid se găseşte la temperatura de saturaţie ts, corespunzătoare presiunii fluidului. Fierberea la subrăcire se produce în stratul de lichid adiacent unor suprafeţe de încălzire când temperatura lichidului este mai mică decât temperatura de saturaţie corespunzătoare presiunii respective. Fierberea la saturaţie şi la subrăcire poate fi de tip nucleic sau în film.

Fig. 2.4. Fierberea la saturaţie (a) şi fierberea la subrăcire (b)


Fierberea în volum mare de lichid. Acest tip de fierbere apare la introducerea unei suprafeţe încălzite într-o incintă cu volum mare de lichid stagnant. Fluidul se deplasează faţă de suprafaţa caldă sub acţiunea diferenţei de densitate între fluidul cald şi rece.

La fierberea nucleică a lichidelor în volum mare, coeficientul de convecţie α se poate calcula cu relaţiile criteriale ale lui Labunţov:

, dacă ; (2.21) PrRe125,0 3/165,0** =Nu 01,0Re* ≥

unde:

2**

**

* )(;Pr;;Re

v

spl

l

l

llv rTc

lavlNU

vrql

ρ

ρσ==

λα

=ρ

= [m] (2.22)

ql, cpl, r, λl, al,σ fiind proprietăţile fizice ale lichidului la temperatura de saturaţie ts; ρl, ρv - densitatea lichidului şi vaporilor saturaţi uscaţi la temperatura de saturaţie ts; Ts - temperatura absolută de saturaţie. Toate mărimile sunt exprimate în sistemul SI.

Dintre relaţiile dimensionale pentru calculul coeficientului de convecţie α sau ale fluxului termic unitar qs la fierberea în volum mare de lichid se menţionează :

- Relaţia lui Kutateladze pentru fierbere nucleică:

( ) 33,354,02,22 sps ttpq −= (2.23)

unde: qs este fluxul unitar la fierbere, în W/m2; p – presiunea, în bar; tp-ts – diferenţa de temperatură, în °C.

- Formula lui Rohsenow :

( ) [ ]37/1Pr/)( sfspplvlls Crttcgrq −σρ−ρη= , (2.24)

în care unităţile de măsură sunt: qs, în W/m2, cpl în J/(kg⋅°C), tp şi ts în °C, r în J/kg, ηl în N ⋅s/m2, σ în N/m, ρl şi ρv în kg/m3, g în m/s2, λl în W/m⋅°C. Coeficientul Csf depinde de tipul suprafeţei încălzite şi de natura combinaţiei perete-fluid (tabelul 2.7)

Tabelul 2.7

Valorile coeficientului Csf pentru diferite combinaţii fluid-perete

Combinaţia fluid perete Csf Apă-oţel inoxidabil 0,014 Apă-nichel şi oţel inoxidabil 0,013 Apă-platină 0,013 Apă-cupru 0,013 Apă-nichel 0,006 Apă-alamă 0,006


continuare tabel 2.7 Combinaţia fluid perete Csf n-Pentan-crom 0,015 Tetraclorură de carbon-cupru 0,013 Benzină-crom 0,010 Alcool n-butilic-cupru 0,003 Alcool etilic-crom 0,0027 Alcool izopropilic-cupru 0,0025 35% K2CO3-cupru 0,0054 50% K2CO3-cupru 0,0027

- Relaţia lui Levy, utilizabilă pentru orice fluid:

( )33/4313,1 sps ttpq −= [W/m2] (2.25)

în care p se exprimă în bar, iar Δt = tp—ts în °C.

- Corelaţia Jens-Lottes:

( )4065,055,2 spp

s tteq −= [W/m2], (2.26)

în care unităţile de măsură sunt : p în bar, tp - ts în °C.

- Relaţiile lui Krujilin pentru apă cu p < 40 bar :

( ) 5,033,215,07,0 7,383 pttpq sps −==α [W/m2⋅°C], (2.27)

în care: p se exprimă în bar, qs în W/m2, Δt = tp - ts în °C

Fierberea la curgerea bifazică forţată. Acest tip de fierbere apare la curgerea forţată a unui lichid sau a unui amestec bifazic printr-un canal încălzit cu o temperatură a peretelui tp mai mare decât temperatura de saturaţie ts(tp > ts)

La curgerea forţată a lichidelor în fierbere nucleică prin ţevi, lichidul fiind la saturaţie, coeficientul de convecţie α se poate calcula cu următoarele formule :

a) Relaţia aproximativă a lui Kutateladze :

22cffn α+α=α [W/(m2⋅°C)], (2.28)

unde: αfn este coeficientul de schimb de căldură la fierberea nucleică în volum mare, în W/(m2 ⋅°C), αcf - coeficientul de schimb de căldură în convecţia forţată monofazică lichidă, în W/(m2⋅°C).

b) Relaţiile mai precise ale lui Labunţov :

- dacă cfcffn ≤αα α = α,5,0/ ; (2.29)

- dacă fncf

fncfcfcffn α−α

α+αα=α<αα<

54

,2/5,0 ; (2.30)


- dacă fncffn α=α≥αα ,2/ . (2.31)

2.4.2. Transferul de căldură la condensare

Condensarea este procesul de schimb de căldură prin care se produce transformarea vaporilor în lichid, proces care se desfăşoară izoterm şi izobar. Cel mai frecvent proces de condensare are loc pe o suprafaţă de schimb de căldură cu temperatura tp mai mică decât temperatura de saturaţie a vaporilor (tp < ts). După modul de formare a fazei lichide pe suprafaţa de schimb de căldură, se deosebesc două tipuri principale de condensare: peliculară şi nucleică.

Condensarea peliculară apare în cazul în care condensatul format udă suprafaţa de schimb de căldură, pe care se formează o peliculă continuă de lichid, care, sub acţiunea forţelor gravitaţionale şi de frecare, se deplasează descendent pe suprafaţă, mărindu-şi grosimea. Este procesul de condensare tipic pentru aplicaţiile tehnice.

Curgerea peliculei de condensat poate fi :

- laminară, obţinută pentru pereţi cu înălţime mică şi pentru debite specifice de condensat mai reduse; transferul de căldură se realizează, în principal, prin conducţie termică prin pelicula de condensat ;

- turbulentă, obţinută pentru pereţi cu înălţime mare şi pentru debite specifice de condensat ridicate; transferul de căldură se intensifică datorită apariţiei unor procese turbulente-difuzive care amestecă mai bine condensatul în peliculă.

Curgerea turbulentă a peliculei apare rar la condensarea pe ţevi orizontale, ea realizându-se, de obicei, pe porţiunea inferioară a suprafeţelor verticale.

Stabilirea regimului de curgere a peliculei se face în funcţie de criteriul Reynolds sau de lungimea raportată Z a peliculei, calculate cu relaţiile lui Labunţov:

( ) ( ) ( ) ;/4Re lBttvrltt psps −α=ρ−α= (2.32)

( ) ( ) (( ) );// 2 lAttvrvglttZ psps −=ρλ−= (2.33)

( )( )[ ] vrBCmvrvgA ρ=°⋅ρλ= /4;)/(1// 2 [m/W], ( 2.34)

în care: α este coeficientul mediu de convecţie la condensare, în W/(m2⋅°C) ; ts, tp - temperatura de saturaţie, respectiv, a suprafeţei de schimb de căldură, în °C; l - lungime caracteristică (pentru suprafeţe verticale l = H, unde H este înălţimea suprafeţei, iar pentru ţevi orizontale l = πR, R fiind raza ţevii), în m; λ, v, ρ - conductivitatea termică, vâscozitatea cinematică, respectiv, densitatea condensatului la temperatura de saturaţie ts în W/(m ⋅°C), m2/s, kg/m3; r - căldura latentă de condensare la temperatura ts, în J/kg.

Pentru ţevi orizontale curgerea peliculei de condensat este laminară până la valorile Recr = 3 200 sau Zcr = 3 900, iar pentru suprafeţe verticale până la valorile Recr = l 600 sau Zcr = 2 300; peste aceste valori curgerea peliculei devine turbulentă.


Mărimile dimensionale A şi B depind exclusiv de proprietăţile fizice ale fluidului considerat, putând fi calculate în funcţie de temperatura de saturaţie ts. În tabelul 2.8 se dau valorile lui A şi B pentru apă.

Condensarea nucleică (cu picături) apare în cazul în care condensatul nu udă suprafaţa de schimb de căldură. Pe suprafaţă, în centre de condensare, se formează picături, care se măresc şi se desprind de suprafaţă sub acţiunea forţelor de gravitaţie. În acest proces, greu de realizat şi menţinut în practică se obţin coeficienţi de convecţie mari.

Tabelul 2.8

Valorile mărimilor A şi B din relaţiile (2.32 ) şi (2.33 ) pentru apă

ts, °C A, l/(m⋅°C) B⋅103, m /W ts, °C A, l/(m⋅°C) B⋅103, m /W

20 5,16 1,62 170 136 12,04

30 7,88 2,06 180 150 12,90 40 11,4 2,54 190 167 14,02 50 15,6 3,06 200 182 15,05 60 20,9 3,62 210 197 . 16,08 70 27,1 4,22 220 218 17,63 80 34,5 4,88 230 227 18,40 90 42,7 5,57 240 246 19,78 100 51,5 6,28 250 264 21,32 110 60,7 6,95 260 278 22,70 120 70,3 7,65 270 296 24,42 130 82,0 8,47 280 312 26,31 140 94,0 9,29 290 336 28,72

2.5 TRANSFERUL DE CǍLDURǍ PRIN RADIAŢIE

Prin transferul de căldură radiant sau radiaţie termică se înţelege transportul de căldură de la un corp la altul prin unde electromagnetice, cu condiţia ca mediul ce le separă să fie transparent pentru radiaţiile termice (λ = 0,8 — 400μm). Mecanismul intim al transferului de căldură radiant constă în transformarea unei părţi a energiei interne a corpului în energie radiantă, care se propagă sub formă de unde electromagnetice în spaţiu şi care întâlnind celălalt corp, se transformă în energie termică la zona de contact cu el [2.3].

Pe baza interpretării date de Planck, prin noţiunea de cuantă de energie, orice corp omogen, în orice stare de agregare cu T > 0 K, emite radiaţii electromagnetice a căror intensitate de emisie este proporţională cu temperatura. Această emisie se datoreşte scoaterii electronilor de pe orbita atomilor prin şocurile intermoleculare, electroni care, trecând pe altă orbită, eliberează sub formă de unde electromagnetice energie de şoc, ceea ce determină scăderea temperaturii lui.


Invers, orice corp care primeşte un şoc energetic sub formă de undă electromagnetică îşi ridică temperatura, datorită procesului de mutare a electronilor de pe o orbită pe alta, sub acţiunea acestui şoc.

2.5.1 Definiţii şi noţiuni de bază

Puterea totală de emisie reprezintă energia totală radiată, E, de unitatea de suprafaţă a unui corp, în unitatea de timp, pe toate lungimile de undă, exprimată în W/m2.

Energia radiată totală incidenţă pe suprafaţa unui corp se distribuţie sub formă de energie absorbită, energic reflectată şi energie difuzată. Analitic se poate exprima sub forma :

E = ER + ED +EA [W/m2] (2.35)

sau

⎪⎪⎪

⎭

⎪⎪⎪

⎬

⎫

=++

===

=++

1

;;;

1

ADR

AE

ED

EE

RE

EE

EE

EE

E

ADR

ADR

(2.36)

în care: A este coeficientul de absorbţie al suprafeţei corpului respectiv; R — coeficientul de reflexie; D — coeficientul de difuzie.

Coeficienţii A, R şi D pot lua valori între 0 şi l, în funcţie de natura corpului, starea suprafeţei, temperatură şi spectrul radiaţiei incidente. Din punct de vedere al acestor coeficienţi, corpurile se împart în :

— Corp negru absolut — absoarbe toate radiaţiile incidente pe toate lungimile de undă. În acest caz, A = l; R = D = 0;

— Corp alb absolut — reflectă toate radiaţiile incidente, pe toate lungimile de undă. În acest caz, R = l ; A = D = 0;

— Corp diaterm perfect — transparent pentru toate radiaţiile incidente, pe toate lungimile de undă. în acest caz, D = l ; A = R = 0;

— Corp cenuşiu — absoarbe şi reflectă radiaţiile incidente în anumite proporţii, pe toate lungimile de undă. în acest caz, A + R = 1, D = 0;

— Corp colorat — absoarbe selectiv radiaţia incidenţă pe anumite lungimi de undă. Aλ + Rλ =1; D = 0.

Suprafaţă lucie este suprafaţa care reflectă radiaţiile incidente într-o direcţie determinată, unghiul de incidenţă fiind egal cu unghiul de reflecţie.

Suprafaţă mată este suprafaţa care reflectă radiaţiile incidente în toate direcţiile.


Radiaţia monocromatică corespunde unei anumite frecvenţe de oscilaţie, v, sau unei anumite lungimi de unda λ

Radiaţia integrală cuprinde întregul spectru de radiaţie, cu λ variind între 0 şi ∞. Radiaţiile termice cuprinse între lungimile de undă 4⋅10-2 — 4⋅10-5 cm respectă legile radiaţiei luminoase, deci se reflectă, se refractă sau sunt absorbite.

Factorul de emisie, c, este raportul dintre puterea totală de emisie a unui corp oarecare E şi puterea totală de emisie a corpului negru E0 :

0E

Ee = [W/m3] (2.37)

Intensitatea de radiaţie, Iλ, reprezintă energia radiată de unitatea de suprafaţă a unui corp, în unitatea de timp, pe o anumită lungime de undă λ:

λ

=λ ddEI [W/m3] (2.38)

Puterea totală de emisie a unui corp, E, se poate determina din relaţia (2.38), dacă se cunoaşte legea de distribuţie a energiei de radiaţie în funcţie de lungimea de undă λ:

[W/m2] (2.39) ∫ ∫∞ ∞

λ λ==0 0

dIdEE

2.5.2. Legile radiaţiei termice

a) Legea lui Planck reprezintă legea de distribuţie a intensităţii de radiaţie, Iλ, în funcţie de lungimea de undă, λ, pentru corpul negru absolut, la diferite temperaturi (fig.2.5), exprimată prin relaţia:

1

52 1

2−

λλ ⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

λ= T

c

ec

I [W/m3] (2.40)

în care : C1 este prima constantă a lui Planck, Cl = 0,374 ⋅ 10-15 W⋅m3; C2 – a doua constantă a lui Planck, C2= l ,4388 ⋅10-2m ⋅ K; λ — lungimea de undă, în m ; T — temperatura absolută, în K.

Din legea lui Planck rezultă că, intensitatea de radiaţie creşte iniţial cu ridicarea temperaturii si că prezintă un maxim pentru fiecare temperatură T, apoi scade.

b) Legea lui Reyleigh-Jeans. Legea lui Planck are două cazuri extreme în care forma sa analitică se simplifică. Primul caz corespunde valorilor foarte mari ale lungimilor de undă, pentru care termenul λT >> C2 şi ca urmare, C2/(λT) <<1. în aceste condiţii, relaţia (2.40) ia forma:


42

1

λ=λ c

TcI [W/m3] (2.41)

cunoscută ca legea lui Reyleigh-Jeams.

Fig. 2.5. Distribuţia intensităţii de radiaţie Iλ = f (λ) pentru corpul negru absolut.

c) Legea lui Wien. Cel de-al doilea caz limită al legii lui Planck corespunde unor valori mici ale lungimii de undă, pentru care λT << C2 şi deci C2/(λT) >> 1. Ca urmare, expresia (2.41) capătă forma:

Tccc

I λ−λ λ= /

51 2 . (2.42)

Prin egalarea cu 0 a derivatei lui Iλ din (2.42), rezultă :

λmax T = 2,898 ⋅ 10-3 [m ⋅ K], (2.43)

în care λmax este lungimea de undă la care Iλ este maxim.

Potrivit legii lui Wien, maximul intensităţii de radiaţie se deplasează cu creşterea temperaturii către lungimi de undă din ce în ce mai mici.

Domeniile de aplicabilitate ale legilor lui Planck, Reyleigh-Jeans şi Wien, pentru o temperatură T sunt :

• pentru 0 < λ < 0,5 λmaxT → legea lui Wien;

• pentru 0,5 λmaxT < λ < 4,5 λmaxT → legea lui Planck;

• pentru 4,5 λmaxT < λ < λ ∞ → legea lui Reyleigh-Jeans.


d) Legea lui Ştefan Boltzmann stabileşte, pe baza legii lui Planck, dependenţa puterii totale de emisie, E0, a corpului negru absolut de temperatura acestuia T, în forma :

4

000 100

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=λ= ∫

∞=λ

=λλ

TCdIE [W/m2] (2.44)

unde C0 = 5,67 W/(m2 ⋅ K4) este coeficientul de radiaţie al corpului negru absolut.

Legea lui Stefan-Boltzmann se aplică şi corpurilor cenuşii:

44

000 100100⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ε=ε=

TCTCEE [W/m3] (2.45)

unde: 10≤=ε

CC este factorul de emisie al corpului cenuşiu oarecare;

C - coeficientul de radiaţie al corpului cenuşiu, în W/(m2 ⋅ K4).

e) Legile lui Kirchoff. Legea I exprimă legătura dintre cantitatea de energie emisă şi cea absorbită de către un corp, în anumite condiţii de temperatură. Ea are două formulări şi anume [54] : „puterea totală de emisie a unui corp aflat într-o incintă adiabată la temperatura T, nu depinde de natura lui, ci numai de proprietăţile incintei" sau „orice corp absoarbe energia radiată pe aceleaşi lungimi de undă pe care şi emite".

Prin urmare, raportul dintre puterea totală de emisie şi coeficientul de absorbţie este acelaşi pentru toate corpurile, egal cu puterea totală de emisie a corpului negru absolut şi depinde numai de temperatură.

)(100

...4

000

0

2

2

1

1 TfTCEAE

AE

AE

AE

n

n =⎟⎠⎞

⎜⎝⎛====== (2.46)

în care, pentru corpul negru absolut, A0 = 1.

Legea a 11-a a lui Kirchoff reprezintă raportul dintre puterea totală de emisie E a unui corp cenuşiu şi puterea totală de emisie E0 a corpului negru absolut.

4

000

4

0

4

0 100100

100⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ε=ε=→=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

==εTCEE

CC

TC

TC

EE (2.47)

C =ε C

unde ε este factorul de emisie (coeficientul de negreală) al corpului cenuşiu. Un concept important al Legii lui Kirchoff este acela că, pentru un corp în echilibru termodinamic, coeficientul de absorbţie A este egal cu factorul de emisie ε, adică :


A = ε

Pentru factorul de emisie ε, se pot face următoarele precizări :

• valorile lui ε depind de starea suprafeţei ;

• pentru suprafeţele metalice bine polizate, ε este foarte scăzut;

• pentru toate suprafeţele metalice, ε creşte cu temperatura ;

• factorul de emisie ε creşte sensibil cu formarea straturilor groase de oxizi şi cu rugozitatea ;

• valorile lui ε, pentru suprafeţe nemetalice, sunt mult mai mari decât pentru suprafeţele metalice şi prezintă o descreştere cu ridicarea temperaturii.

f) LEGEA lui Lambert stabileşte că energia emisă într-o direcţie este proporţională cu cosinusul dintre această direcţie şi normala la suprafaţa respectivă :

[W] (2.49) 102 cosϕΩ=ϕ ddEEd n

în care: dΩ este unghiul solid care determină elementul dS2 asupra căruia este radiată energia elementului dS1; ϕ1 — unghiul dintre direcţia radiaţiei şi normala la suprafaţa care radiază, dS1; E0n — radiaţia normală.

Această lege este strict aplicabilă unui corp negru absolut, care emite uniform în toate direcţiile, radiaţiile emise fiind considerate nepolarizate. Pentru celelalte materiale (corpuri), ea este aproximativă, deoarece factorul de emisie al suprafeţelor reale nu este uniform în toate direcţiile.

Fluxul termic radiant schimbat între suprafeţe solide separate de un mediu neabsorbant de radiaţii se poate determina cu ajutorul expresiilor analitice ale legilor radiaţiei.

Pentru exemplificare, se prezintă câteva cazuri practice întâlnite frecvent în tehnică.

2.5.3. Transferul de căldură prin radiaţie între două plăci plane paralele, de suprafaţă foarte mare

Schimbul de căldură prin radiaţie între două plăci plane paralele este un proces complex de absorbţii repetate şi reflexii amortizate.

Dacă puterea totală de emisie, coeficientul de absorbţie şi temperatura absolută sunt respectiv E1 A1 T1 pentru prima placă şi E2, A2, T2 pentru a doua, unde T1 > T2, căldura schimbată prin radiaţie între cele două plăci se determină cu ajutorul Legii lui Stefan-Boltzmann :

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=−

42

41

12

42

41

01221 100100100100TT

CTT

CAq [W/m2] (2.50)

în care:


⎪⎪⎪

⎭

⎪⎪⎪

⎬

⎫

++=

−+=

radiatiedemutualcoeficient

CCC

C

absorbtieidemutualcoeficient

AA

A

021

12

21

12

1111

;111

1

(2.51)

Ţinând seama că: C1 = ε1C0=A1C0 şi C2 = ε2C0 = A2C0 se poate scrie:

111

1

21

12

−ε

+ε

=ε – factorul mutual de emisie (2.52)

şi

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ε=

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

42

41

012

42

41

1212 100100100100TTCTTCq (2.53)

Fig. 2.6. Schimbul de căldură prin radiaţie între două plăci plane paralele.

2.5.4 Transferul de căldură prin radiaţie între două plăci plane paralele cu ecrane de radiaţie între ele.

Fie T1, T2, TE temperaturile absolute ale plăcii 1, plăcii 2 şi respectiv a ecranului E care nu este cunoscută (fig. 2.7). De obicei, ecranul este considerat ca un perete foarte subţire cu o rezistenţă termică conductivă neglijabilă.

În regim staţionar, fluxul de căldură transferat este constant:


2112 EE qqq == (2.54)

Prin urmare :

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

42

4

2

441

112 100100100100TTCTTCq E

EE

E [W/m2] (2.55)

de unde se determină temperatura necunoscută TE:

21

42

2

41

14 100100100 EE

EEE

CC

TC

TC

T+

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ (2.56)

Înlocuind termenul 4

100⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ ETdin relaţia (2.55) cu expresia corespunzătoare din

(2.56), se obţine:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

+=

42

41

2,,1

42

41

21

2112 100100100100

TTCTTCC

CCq EEE

EE (2.57)

în care: C1,E,2 este coeficientul mutual de radiaţie;

ε1,E,2 — factorul mutual de emisie între plăcile l şi 2 în prezenţa unui ecran de radiaţie.

⎪⎪⎪

⎭

⎪⎪⎪

⎬

⎫

ε+

ε

=ε

+=

2,,1

2,,1

42

21

212,,1

111

)]/([

EE

E

EE

EEE KmW

CCCC

C

(2.58)

Când, ε1 = ε1,E = εE,2 = ε2, se obţine:

21

2,,1 =ε E (2.59)

În cazul în care între cele două plăci sunt intercalate mai multe ecrane, calculul se desfăşoară în mod similar, obţinându-se:

⎪⎪⎭

⎪⎪⎬

⎫

+=

+=ε

]/[1

11

1

2122,....,,1

2,....,,1

21

21

mWqn

q

n

n

n

EEE

EEE (2.60)

unde q12 este fluxul termo-radiant transferat între cele două plăci în absenţa ecranelor.


Fig. 2.7. Schimbul de căldură prin radiaţie între două

2.5.5. Transferul de căldură prin radiaţie în spaţii închise

Se consideră o suprafaţă închisă cu coeficientul de absorbţie A1 suprafaţa S1 şi temperatura absolută T1, înconjurată de o suprafaţă cu caracteristicile A2, S2, T2, unde T2 < T1 (fig. 2.8).

Fig. 2.8. Schimbul de căldură prin radiaţie între două suprafeţe închise, una condiţionând-o

pe cealaltă.

Schimbul de căldură prin radiaţie între cele două suprafeţe este dat de relaţia :

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

42

41

112

42

41

101212 100100100100TTSCTTSCAQ [W] (2.61 )

în care:

⎪⎪⎪⎪

⎭

⎪⎪⎪⎪

⎬

⎫

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−+

=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−+

=

022

1

1

12

22

1

1

12

1111

;111

1

CCSS

C

C

ASS

A

A

(2.62)


au aceeaşi semnificaţie ca în relaţia (2.55).

2.5.6 Transferul de căldură prin radiaţie între două suprafeţe de formă, mărime şi poziţie relativă oarecare

Aplicând legea lui Lambert în cazul a două suprafeţe oarecare, caracterizate de A1, S1, T1şi respectiv A2, S2, T2, se obţine:

21

42

41

02112 100100 −ϕ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

TTSCAAQ c [W] (2.63)

unde : Sc este suprafaţa de schimb de căldură de calcul, în m2; ϕ12 — coeficientul unghiular mediu, determinat în funcţie de forma, dimensiunile, dispoziţia reciprocă şi distanţa între suprafeţe.

În tabelul 2.9 sunt prezentate relaţii de calcul pentru calculul suprafeţei raportate şi coeficienţilor unghiulari medii de radiaţie.

Tabelul 2.9

Relaţii pentru calculul suprafeţei raportate şi al coeficienţilor unghiulari medii de radiaţie

Nr. crt.

Forma şi tipul de aşezare relativă a suprafeţelor

Schema

Suprafaţa de radiaţie raportată şi coeficienţii

medii unghiulari de radiaţie

0 1 2 3 1 Două suprafeţe

formând sisteme închise. Suprafaţa mai mică nu prezintă concavităţi.

112

2

12112 ;;1

SSSS

=

=Φ=Φ

2 Două suprafeţe formând sisteme închise. Suprafaţa mai mică are concavităţi

DSSDSD

==Φ

=Φ

122

21

112

;

D – suprafaţa înfăşurătoare a suprafeţei concave

3 Doi pereţi paralei cu dimensiuni mari faţă de distanţa dintre ei.

Φ12 = Φ21 = 1; S12 = S1 = S2

221

2

1

D

2 1

1

2



0 1 2 3 4 Trei suprafeţe

formând un contur închis.

( )32112

1

3

1

212

21

;121

SSSS

SS

SS

−+=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−+=Φ

5 Patru suprafeţe

formând un contur închis.

1 3

2

( )

( )

( )24114

13113

432112

21

;21

;21

DSSS

DSSS

SSDDS

−+=

−+=

−−+=

6 Două suprafeţe dreptunghiulare identice dispuse paralel.

3

⎥⎦⎤−−

−+

++

⎢⎣

⎡+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

−+π=Φ

ctgCB

ctgBC

YBctg

CX

XCctg

BX

YXXY

BC

22

2

2

1ln11

12

unde: B=b/a;C=c/a;X=1+B2; Y =1+C2

7 Două suprafeţe dreptunghiulare dispuse perpendicular una pe cealaltă.

⎭⎬⎫⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

++−

−⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+

+⎥⎥

⎦

⎤

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

++++

⋅

⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

++++

⋅

⋅⎪⎩

⎪⎨⎧

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

++++

π=Φ

2222

222

222

222

222

22

22

12

1

11

))(1()1(

))(1()1(

1)1)(1(ln

41

1

2

2

CBctgCB

CCctg

BBctg

CBCCBC

CBBCBB

CBCBx

xB

C

B

unde B = b/a; C = c/a

4

1 2D1 D2

c S1b

a

S2

S2

S1

b c

a



0 1 2 3 8 Două discuri

circulare paralele.

⎟⎠⎞⎜

⎝⎛ −−=Φ 222

212 421 CBXXB

unde:

221

;;

CBXacC

abB

++=

==

9 Doi cilindri infiniţi paraleli.

⎥⎦

⎤−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+

+⎢⎣⎡ −

π=Φ

BB

ec

B

1cos

12 212

unde:

abB =

10 Două sfere concentrice.

2

1121

2

12

1;1 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−=Φ=Φ

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=Φ

ba

ba

11 O sferă amplasată coaxial deasupra unui disc.

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

+−=Φ

212)/(1

1121

ca

12 O suprafaţă plană infinită şi un rând de ţevi.

;1

11

;1)/(

)/(11

2

2

21

2

212

⎥⎥

⎦

⎤−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+

+⎢⎢

⎣

⎡−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛+

π=Φ

−+

+−−=Φ

abarctg

ab

ab

abarctgba

ba

S12 = Φ12b = Φ21πa; S12 se referă la o ţeavă cu lungimea de 1 m

b

cS2

a

S1

2b

aa

S1 S2

S1 S2

a

b

S1

c a

S2

S2

a

S1


Caracteristica relativă de absorbţie a stratului poate fi determinată sub forma:

10

0

1 λ−λλ ε−=

−= λ k

I

IIa

λ

(2.64)

şi are sensul unui factor de emisie a mediului absorbant.

3. ELEMENTE CARACTERISTICE ALE PROCESELOR DE ARDERE ÎN INSTALAŢIILE INDUSTRIALE

3.1. TIPURI DE COMBUSTIBILI UTILIZAŢI ÎN INSTALAŢIILE INDUSTRIALE – PROPRIETĂŢI TERMOCHIMICE

Compoziţia combustibililor solizi

Complexul de substanţe ce formează un combustibil solid este format din:

- masa organică, ce este alcătuită din substanţe în a căror constituţie intră carbonul, hidrogenul, oxigenul, azotul şi sulful;

- masa anorganică, formată din substanţele minerale;

- umiditatea.

Dacă la masa organică se ia în considerare şi sulful combustibil din masa anorganică, se obţine masa combustibilă.

Deoarece, masa minerală se obţine prin calcinarea cărbunelui la 815 ± 25°C, aceasta mai poartă numele şi de cenuşă.

Suma dintre masa minerală şi umiditate formează balastul cărbunelui. Compoziţia şi proprietăţile masei organice variază cu vârsta geologică, o dată cu creşterea vârstei, cantitatea de carbon şi puterea calorifică crescând.

Sulful se compune din sulful organic (aflat în combinaţiile masei organice) şi din sulful mineral (sulfurile ard şi de aceea sulful combustibil conţine sulful organic şi cel din sulfuri, sulfaţii fiind ataşaţi masei minerale).

Umiditatea cărbunilor se împarte în două categorii:

- umiditatea de îmbibaţie (superficială sau externă); se pierde prin uscarea cărbunelui în aer liber până la greutate constantă, sau în etuvă la o temperatură maximă de 45°C;

- umiditatea higroscopică (coloidală, interioară). Reprezintă apa rămasă în cărbune după îndepărtarea umidităţii de îmbibaţie şi se determină prin uscarea în etuvă la 105°C a unei probe, ce a fost în prealabil supusă îndepărtării umidităţii de îmbibaţie.

Suma celor două umidităţi, formează umiditatea totală a cărbunelui.

Elemente caracteristice ale proceselor de ardere în instalaţiile industriale 55

A C H N O S W Cenuşă Masa organică Umiditate Cărbune fix Materii volatile

cocs

Fig. 3.1. Reprezentarea schematică a analizei imediate a combustibililor solizi

Stările de referinţă ale combustibililor solizi

Conform STAS 298-69, combustibilii solizi pot avea următoarele stări:

- starea iniţială (simbolizată prin ataşarea indicelui superior i). Defineşte combustibilul în condiţiile de zăcământ (dare în folosinţă). Combustibilul conţine umiditatea totală;

- proba pentru analiză (indice superior a), reprezintă proba de combustibil cu granulaţia sub 0,2 mm, conţinând numai umiditatea probei pentru analiză, o parte sau întreaga umiditate de îmbibaţie nemaiexistând;

- starea anhidră (combustibil anhidru-simbol anh), reprezintă cazul combustibilului lipsit de umiditate;

- starea (masa) combustibilă aparentă (simbol mc), reprezintă cazul combustibilului anhidru şi fără cenuşă;

- starea (masa) combustibilă reală (simbol mr), reprezintă cazul combustibilului anhidru şi fără masă minerală, dar conţinând sulful din sulfuri;

- starea (masa) organică (indice 0), reprezintă cazul combustibilului anhidru şi fără masă minerală.

Analiza elementară (STAS 398-69), evidenţiază un combustibil solid sub forma a cinci elemente (carbon - C, hidrogen - H, oxigen - O, sulf - S, azot - N) şi a două substanţe (apa şi cenuşa) prin exprimare în procente masice:

(3.1) %,100=++++++ it

iic

iiii WASNOHC

Cu Sc s-a notat sulful combustibil, ce reprezintă suma dintre sulful organic S0 şi sulful din sulfuri . sS

,is

io

ic SSS += % (3.2)

i

tW reprezintă umiditatea totală şi este suma dintre umiditatea de îmbibaţie şi cea higroscopică .

itW

ihW


; ih

ii

it WWW +=

% ; ,100=++++++ aa

aac

aaaa WASNOHC

% ; ,100=++++ oo

oooo SNOHC

La variaţia conţinutului de umiditate, cenuşă şi balast, factorii pentru calculul componentelor analizei elementare din starea a doua faţă de starea iniţială sunt, respectiv:

11

22

1

2

1

2

100100

;100100;

100100

21 iit

iit

i

i

it

it

AWAW

AA

WW

f−−−−

−−

−−

=− (3.3)

Factorii la recalculare, permit şi trecerea analizei elementare de la starea 1, la starea 2.

(3.4) K,; 21211212

−− ⋅=⋅= fHHfCC iiii

Combustibilii lichizi

În scopuri energetice se utilizează păcura, combustibilii lichizi uşori, dar şi deşeuri lichide (uleiuri, gudroane, leşii, etc.). Combustibilul lichid uşor (STAS 54-80) este un amestec de păcură cu motorină.

Păcura (STAS 50-83), prezintă avantajul unei puteri calorifice inferioare ridicate (circa 40000 kJ/kg), poate fi uşor transportată şi stocată, iar în urma arderii nu produce cenuşă ca element de poluare.

Păcura prezintă însă dezavantajul necesităţii unei preîncălziri pentru manipulare (40-60°C), a unei preîncălziri mai puternice pentru pulverizare (până la max. 160°C) şi dacă conţine sulf, apariţia coroziunii de joasă temperatură şi a poluării cu SO2 şi SO3. Conţinutul de V2O5 din cenuşa păcurilor produce un alt efect nedorit, coroziunea de înaltă temperatură.

Un combustibil lichid uşor se prezintă prin analiza elementară (similar combustibililor solizi):

, (3.5) %,100=++ ii

ic NO

ii HC /

++ it

i WA

%1<icS

++ ii SHC

%21 << icS

cu precizarea că noţiunea de stare iniţială există numai pentru o scriere similară cu a combustibililor solizi.

După conţinutul de sulf, pentru domeniu sunt păcurile cu conţinut redus de sulf, pentru păcurile cu conţinut mediu de sulf, iar pentru păcurile cu conţinut ridicat de sulf. Combustibilii lichizi uşori intră în prima categorie.

%2>icS

Combustibilii lichizi, sunt caracterizaţi printr-un mare conţinut de carbon, raportul având o valoare medie în jurul cifrei opt. Substanţele minerale sunt în

general combinaţii ale metalelor alcaline pământoase şi produse ale coroziunii


metalice ale instalaţiilor de producere şi depozitare - de regulă % . Cantitatea de apă nu depăşeşte de regulă valoarea de 1,5 %.

1≤iA

Din punct de vedere al proceselor de pulverizare şi ardere, la un combustibil lichid interesează următoarele caracteristici:

- viscozitatea; exprimată de regulă în grade Engler (°E) şi care reprezintă raportul dintre timpul de scurgere a 200 cm3 de combustibil încălzit la o anumită temperatură şi timpul de scurgere a aceeaşi cantităţi de apă distilată la 20°C. Pentru o bună pulverizare, combustibilul trebuie preîncălzit până atinge o viscozitate de 2 - 3°E. Combustibilii lichizi uşori, la 50°C au o viscozitate sub 6°E. Păcurile vâscoase, au nevoie de o preîncălzire până la 140 - 160°C;

- punctul de congelare; reprezintă temperatura la care o epruvetă plină cu combustibil şi înclinată la 45°, nu-şi schimbă meniscul timp de un minut. Păcurile utilizate în ţara noastră, au o temperatură de congelare cuprinsă între 10 şi 40°C;

- inflamabilitatea; reprezintă temperatura cea mai mică la care vaporii degajaţi din combustibil, în amestec cu aerul, sunt la limita de aprindere (temperatura de inflamabilitate trebuie deosebită de cea de aprindere);

- aciditatea minerală şi alcalinitatea; au o mare influenţă asupra coroziunii elementelor metalice cu care combustibilul vine în contact;

- cifra de cocs; arată partea solidă existentă într-un combustibil lichid. O cifră ridicată de cocs indică tendinţe de înfundare a injectoarelor;

- căldura specifică; se poate determina cu relaţia:

)]./([0025,0738,1 KkgkJtc p += (3.6)

- puterea calorifică; se determină prin aceeaşi metodă ca la combustibilii solizi. Păcurile şi combustibilii lichizi uşori, au o putere calorifică în jur de 39000 - 42000 kJ/kg.

Combustibilii gazoşi

Combustibilii gazoşi prezintă avantajul că pot fi uşor transportaţi, dar şi dezavantajul că nu pot fi practic stocaţi.

Gazul natural, ca şi gazul de sonde de ţiţei, reprezintă un amestec de hidrocarburi, în care predomină metanul (CH4), puterea calorifică variind în domeniul 30000 - 36000 kJ/ . 3

Nm

3Nm 3

Nm3Nm

Pentru combustibilii gazoşi artificiali, puterea calorifică variază în domeniul 4000 - 5000 kJ/ pentru gazul de furnal, în domeniul 14000 - 17000 kJ/ pentru gazul de cocserie şi în limitele 8000 - 32000 kJ/ pentru gazul de semicocsificare.


Combustibilii gazoşi, se prezintă ca o sumă a participaţiilor volumetrice a componentelor ce-i compun:

Pentru combustibilul anhidru (fără umiditate):

∑ =++++++ %,10022222cnm

cccccc HCSHONHCOCO (3.7)

unde indicele superior referă noţiunea de combustibil (pentru a fi deosebit de un gaz de ardere); etc. - reprezintă procentele exprimate în unităţi de volum, de bioxid de carbon, oxid de carbon, etc.

,,2cc COCO

Conţinutul de umiditate, notat d, se dă separat şi se exprimă în g/ combustibil gazos uscat.

3Nm

Trecerea de la starea anhidră la cea umedă, se face prin corectarea elementelor componente cu un factor de recalculare A.

d

A124,0100

100+

= , (3.8)

unde 1,24 /kg, este volumul specific normal al vaporilor de apă. mN3

Exprimarea combustibilului gazos umed va fi:

∑ =+++++++ %1002,,

2,

2,

2,

2,,

2umc

nmumcumcumcumcumcumc OHHCNONHCOCO

ACOCOACOCO cumccumc ⋅=⋅= ,2

,2 ;

,umc

(3.9)

unde: , etc.

Densitatea combustibilului gazos anhidru se determină cu relaţia:

[ ]∑ ρ=ρ 3/100

1Nii

anhc mkgr ; (3.10)

ri reprezintă participaţia volumetrică a fiecărei componente i, iar ρ densitatea componentei respective.

i

În funcţie de mărimea densităţii combustibilului gazos anhidru, se poate determina densitatea combustibilului gazos umed cu relaţia:

ddanh

cumc 00124,01

001,0+

+ρ=ρ 3

Nm [kg/ ] (3.11)

Căldura specifică a combustibilului gazos anhidru şi respectiv umed se determină cu relaţiile:

[ ( ) ]KmkJcrc Niianhc

3/100

1 ∑= (3.12)


( ) ( )[ ]KmkJcdcd

c NOHanhc

umc

3/124,0124,0100

1002

++

= (3.13)

unde ci reprezintă căldura specifică a componentei i din combustibilul gazos.

Puterea calorifică se determină experimental cu ajutorul calorimetrului Junkers (STAS 3361-62), temperatură de referinţă 20°C.

Dacă se cunoaşte compoziţia combustibilului gazos, puterea calorifică se poate calcula cu relaţiile:

[ ]3, /

1001

Ni

jijanhi mkJQrQ ∑= (3.14)

unde cu , în kJ/ , s-a notat puterea calorifică a componentelor j combustibile din combustibilul gazos anhidru.

ijiQ ,

3Nm

Pentru a transforma compoziţia volumetrică rj a unui combustibil gazos, în compoziţie masică de tipul analizei elementare, se utilizează relaţia: gi

[ ]%jj

iii g

Mnm

g⋅

(3.15) =

unde mi este masa atomică a elementului i al analizei elementare; ni numărul de atomi ai elementului i din molecula j; Mi masa moleculară a componentei gazoase j ce conţine elementul i, iar gj procentul în unităţi masice ale componentei gazoase j, de densitate j . ρ

[ ]%100

j

jjj

jj r

rg

∑ ρ

ρ= (3.16)

Analiza elementară se obţine prin însumarea tuturor maselor procentuale ce conţin elementul i.

3.2. ARDEREA – DETERMINAREA PRINCIPALELOR ELEMENTE ALE ARDERII COMBUSTIBILILOR

3.2.1. Elemente de calcul pentru arderea combustibililor (solizi, lichizi, gazoşi) - coeficient de exces de aer, volume teoretice şi reale de aer, gaze de ardere şi vapori de apă

Calculul volumului de aer şi gaze de ardere la proiectarea cazanelor

La proiectare, arderea se consideră completă (energia chimică a combustibilului a fost transformată integral în căldură). Pentru aceasta, aerul ca mediu oxidant, este în exces. Arderea cu aer stoechiometric (exces aer λ = 1), poartă denumirea de


ardere teoretică (de unde şi denumirea de volum teoretic de aer şi de gaze de ardere).

a. Combustibilii solizi şi lichizi

Reacţia de ardere a carbonului C + O2 = CO2, indică faptul că la arderea a 12 kg de carbon se consumă 22,4 de oxigen şi rezultă 22,4 de bioxid de carbon. Pentru reacţia H2 + 0,5O2 = H2O, rezultă că la arderea a 2 kg de hidrogen, se consumă 11,2 de oxigen şi rezultă 22,4 de vapori de apă. Pentru reacţia S + O2 = SO2, rezultă că la arderea a 32 kg de sulf, se consumă 22,4 de oxigen şi rezultă 22,4 m de bioxid de sulf.

3Nm 3

Nm

3Nm

3N

3Nm

3Nm

În urma însumării cantităţii de oxigen necesar acestor reacţii de ardere, rezultă volumul teoretic (stoechiometric) de oxigen şi, respectiv de aer (V ): o

a

[ ]( ) kgmOSCV Nii

cO /7,075,0867,0 3min −= H i +i 6,5+,101 ; (3.17)

[ ]kgmV N /,0

3=

( )

VOoa 21

min (3.18)

În funcţie de valoarea umidităţii aerului x, volumul teoretic de aer umed se calculează cu relaţia (pentru clima temperată x ≅ 10):

[ ]kgmV No

a /,01 3+=

2SO

oH2

x00161

ogu

V oaum

oNV

2

(3.19)

Volumul teoretic de gaze de ardere se compune din volumul de bioxid de carbon ( ), de bioxid de sulf (V ), suma acestora reprezentând gazul RO2 , din

volumul de azot ( ), suma volumelor de gaz RO2 şi de azot reprezentând

volumul de gaze de ardere uscate (V ) şi din volumul vaporilor de apă (V ).

2COV

O

[ ] kgmVVVVVVVVV No

OHo

guo

OHo

NROo

OHo

NSOCOo

g /322222222

+=++=+++=V

(3.20)

[ ]( ) kgmKSCV Nii

ci

RO /01867,0375,001867,0 32

=+=

ioa

oN NVV 08,079,0

2+=

, (3.21)

, (3.22)

[ ]kgmxVWWHV No

afi

tio

OH /,00161,0242,101242,00112,0 32

+++= , (3.23)

unde W reprezintă conţinutul de abur utilizat la pulverizarea unităţii de păcură, cu ajutorul aburului şi se exprimă în kg abur/kg păcură.

f

Dacă arderea este cu exces de aer λ, volumul real de aer şi de gaze de ardere, rezultă din relaţiile:

[ ];/3 kgmVV No

aa λ= (3.24)


( ) [ ]kgmVVV No

aumo

gg /1 3−λ+= , (3.25)

b. Combustibilii gazoşi

Reacţia de ardere OHOH 222 5,0 =+ , indică faptul că la arderea unui volum molar de hidrogen, se consumă o jumătate volum molar de oxigen şi rezultă un volum molar de vapori de apă. Pentru reacţia 225,0 COOCO =+ , rezultă că la arderea unui volum molar de oxid de carbon se consumă o jumătate de volum de oxigen şi rezultă un volum molar de bioxid de carbon. Pentru reacţia

, rezultă că la arderea unui volum molar de hidrogen sulfurat se consumă 1,5 volume de oxigen şi rezultă un volum molar de vapori de apă şi unul de bioxid de sulf. Pentru reacţia de ardere a unei hidrocarburi de tipul

, cu reacţia,

2SOo +222 5,1 HOSH =+

nm HC OHnmCOOnm 222 24+=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ ++HC nm , rezultă că se consumă

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +

4nm volume molare de oxigen şi rezultă m volume molare de bioxid de carbon

şi 2n de vapori de apă.

În urma însumării cantităţii de oxigen necesar acestor reacţii de ardere, a rezultat volumul teoretic de oxigen şi aer:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +++= 3

3,

2,

2,

2,

min 45,15,05,001,0

N

Numcumcnm

umcumcO m

mOHCnmSHHCOV +∑,umc

(3.26)

,21,0min0 O

aVV =

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡3

3

N

N

mm

. (3.27)

Pentru volumul teoretic de gaze de ardere (se respectă definiţia de la 3.20) rezultă următoarele relaţii de calcul:

( )∑ ++++= umcumcumcnm

umcumcRO SHSOHmCCOCO ,

2,

2,,,

201,02

V ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎣

⎡3

3

N

N

mm

umcoa

oN NVV ,

201,079,02

+=

⎢

(3.28)

; (3.29)

( ) oa

umcnm

umcumcoOH xVdHnCSHHV 00161,01242,05,05,101,0 ,,

2,

22++++= ∑

(3.30)

Pentru volumele reale de aer şi gaze de ardere se aplică relaţiile (3.24) şi (3.25).


3.2.2. Diagrama arderii

Calculul arderii în exploatare

Aceste calcule au scopul determinării pentru condiţii reale de funcţionare a volumului de gaze de ardere, a volumului aerului utilizat real şi a explicitării excesului de aer. Pentru aceasta, este necesar să se cunoască analiza elementară a combustibilului (pentru combustibilii gazoşi, în lucrare se propune exprimarea acestora sub formă de analiză elementară), şi compoziţia gazelor de ardere.

Determinările curente, cu aparatură uzuală, a compoziţiei gazelor de ardere conduc la umătoarea exprimare:

%,1002222 =+++++ ∑ NHHCOCORO nm (3.31)

Se menţionează, că de fapt, azotul se determină algebric prin diferenţă, în acest termen fiind introduse toate elementele ce nu au putut fi măsurate experimental.

Volumul gazelor de ardere uscate se determină cu relaţia:

( )

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

+++

=∑ kg

mHmCCORO

SCV N

nm

ic

i

gu

3

2

375,0867,1 (3.32)

Pornind de la participaţia fiecărui component din gazele de ardere, se poate determina în continuare, volumul real al acestora:

.;100

;100

22

etcCOVVRO

VV guCOguRO == (3.33)

Volumul real de aer se determină cu relaţia:

( )( )

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡−

+++

=∑ kg

mN

HmCCOROSCN

V Ni

nm

ic

i

a

3

2

2 008,06,53

375,079,01

( )

(3.34)

Volumul real de aer umed, va fi:

[ ]kgmVxV Naaum /00161,01 3+= (3.35)

Vaporii de apă din gazele de ardere, provin din oxidarea hidrogenului din combustibil, din umiditatea combustibilului, din aburul folosit la pulverizarea cu ajutorul său, a păcurii şi din umiditatea aerului. La arderea incompletă a combustibilului, o parte din hidrogenul din combustibil rămâne liber în gazele de ardere, în acestea aşa cum arată compoziţia de la relaţia 3.31. existând şi hidrocarburi. Hidrogenul liber şi cel din hidrocarburile prezente în gazele de ardere, reduce cantitatea de vapori de apă, faţă de cea rezultată la arderea completă.


( )( ) ( )

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡+

+++++

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ++

−=∑∑

kgm

xV

WWHmCCORO

HCnHSCHV

Na

itf

nm

nmic

i

iOH

3

2

2

00161,0

01,0242,16,53

2375,0

11,02

(3.36)

Coeficientul de exces de aer se determină cu relaţia:

( )∑

∑

+++

−

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +++−

−

=λ

nmic

i

i

nm

HmCCOROSC

NN

HCnmHCOO

22

22

375,0429,0

45,05,0

7921

21 (3.37)

Relaţia de calcul, deseori este utilizată într-o formă simplificată, adecvată măsurătorilor curente, când se determină numai conţinutul de oxigen şi oxid de carbon din gazele de ardere. Pentru aceasta, s-a plecat de la ipoteza egalităţii volumului de aer necesar arderii cu volumul gazelor de ardere uscate. Ipoteza se poate admite cu destulă precizie la combustibilii solizi şi lichizi, la care raportul dintre volumul de aer şi de gaze de ardere uscate este în jur de 1,04 şi respectiv 1,07, cu mai puţină precizie la gazele naturale la care acest raport creşte la 1,11 şi nu se recomandă la combustibilii gazoşi de putere calorifică redusă la care precizia scade spectaculos.

Expresia excesului de aer, pentru ipotezele de mai sus este de forma:

COO 5,021

21

2 +−=λ (3.38)

Componentele procesului de ardere, trebuie să respecte relaţia cunoscută sub numele de ecuaţia arderii, care pentru componenetele măsurate CO2, CO, O2 şi N2 obţinut prin calcul, are forma:

( ) ( ) %,21605,01 22 + β + =+β+ OCOCO , (3.39)

unde caracteristica combustibilului are forma:

( ) i

iii

CNOH 038,0125,037,2 +−

=β (3.40)

O primă aplicaţie a ecuaţiei arderii, constă în verificarea conţinutului de oxid de carbon în gazele de ardere (CO), deoarece acesta se determină cu erori mai mari decât componenetele bioxid de carbon (CO2) şi oxigen (O2).

Ecuaţia arderii poate fi exprimată şi sub forma:

121

2maxmax

2

2 =++O

COCO

COCO

(3.41)


unde: β+

=β+

=605,0

211

21 maxmax2 COsiCO .

Reprezentată grafic, ecuaţia arderii reprezintă o dreaptă, în sistemul de coordonate: - abscisa şi - ordonata. S-a format aşa numitul triunghi al arderii fig.3.2.,

delimitat de dreapta arderii complete BC. 2O 2CO

Fig. 3.2. Triunghiul arderii

Dacă se introduce condiţia arderii complete, CO = 0, în relaţia (3.41), se obţine ecuaţia arderii complete:

121

2max2

2 =+O

COCO

Dreptele de oxid de carbon constant, sunt paralele cu dreapta BC, lucru evidenţiat de relaţia:

max2

max2

2 121 CO

COOCOCO

−=+ .

Pentru calculul grafo-analitic, segmentul BA, poate fi divizat pentru domeniu CO = 0 la CO = COmax.

Dreapta CD, caracterizează domeniul în care arderea este stoechiometrică (λ = 1). Această dreaptă împarte triunghiul ABC în două domenii şi anume: triunghiul CDB în care arderea este cu exces de aer (λ > 1) şi triunghiul ACD în care este subexces de aer (λ < 1). Coordonata punctului D, se determină cu relaţia:

%,105,1

5,102 β+

=′DO (3.42)


Dreptele de exces de aer constant sunt paralele cu dreapta CD. Pentru o determinare grafo-analitică, segmentul CB, caracterizat în punctul B prin 1/λ = 0 şi în punctul C prin 1/λ = 1, se divide într-o scară. Dreptele paralele cu dreapta CD a arderii stoechiometrice, vor permite determinarea valorii 1/λ pe cale grafică, de unde rezultă valoarea reală λ a excesului de aer.

În fig.3.3. se prezintă triunghiul arderii construit pentru un lignit din bazinul Rovinari. Pentru un punct M, caracterizat prin O2 = 6 % şi CO2 = 13 %, s-a exemplificat aplicarea metodelor grafo-analitice de determinare a conţinutului de oxid de carbon din gazele de ardere şi a excesului de aer (λM).

În cazul arderii amestecului de combustibili, acesta va trebui transformat într-un combustibil echivalent.

Fig. 3.3. Triunghiul arderii pentru un lignit din bazinul Rovinari

3.3. INSTALAŢII DE ARDERE - CARACTERISTICI GENERALE PENTRU DIFERITE TIPURI DE COMBUSTIBIL (SOLIZI, LICHIZI, GAZOŞI)

Excesul de aer pe traseul gazelor de ardere

Excesul de aer are rolul de a asigura arderea completă a combustibilului. Cazanele de abur, pot fi fie cu suprapresiune în canalele de gaze de ardere, fie cu depresiune. Suprapresiunea este realizată de către ventilatoarele de aer - la aceste cazane, în funcţie de mărimea raportului suprapresiune-pierderi de presiune, la circulaţia gazelor de ardere, ventilatoarele de gaze de ardere pot lipsi sau nu.


Cazanele cu depresiune în canalele de circulaţie a gazelor de ardere, au evacuarea gazelor de ardere sub influenţa tirajului natural şi a ventilatoarelor de gaze de ardere. Ca urmare a depresiunii, aerul din mediul exterior pătrunde prin neetanşeităţile instalaţiei, aer numit fals. Cu cât se merge spre finele instalaţiei, cu atât excesul de aer va fi mai mare.

Coeficientul de exces de aer de la finele focarului, depinde de tipul focarului şi al combustibilului , aşa cum arată datele prezentate în continuare:

fλ

(3.43) ∑ λΔ+λ=λj

jfj1

Tabel 3.1

Tipul focarului Combustibilul Coeficientul de

exces aer la fine focar, λ f

Focare cu evacuare solidă a zgurii

antracit huile sărace în materii volatile huile mixte de preparaţie cărbuni bruni

1,2 - 1,25 1,2 - 1,25 1,2 1,2 1,2

Focare cu evacuare lichidă a zgurii

antracit şi huile sărace în materii volatile huile

1,2 - 1,25 1,2

Tip cameră păcură combustibil lichid uşor

1,02 - 1,05 1,05 - 1,1

Tub de flacără combustibil lichid uşor gudroane

1,05 - 1,1 1,1 - 1,15

Tip cameră gaz natural şi artificial 1,05 - 1,1 Tub de flacără gaz natural şi artificial 1,1

La arderea cu depresiune, coeficientul de exces de aer într-o secţiune oarecare de pe traseul gazelor de ardere este egal cu suma coeficientului de la sfârşitul focarului şi infiltraţiile de aer fals până în acea secţiune.

Infiltraţiile de aer (pentru regim nominal) pe traseul gazelor de ardere, pe tipuri de schimbătoare de căldură indică următoarele valori:

- focare cameră cu evacuarea solidă a zgurii şi carcasă metalică pe ţevile ecran, 05,0=λ . Dacă focarul este cu izolaţie şi carcasă, 07,0=λ , iar dacă este fără carcasă metalică, 1,0

Δ Δ=λΔ ;

- focare cu evacuare lichidă a zgurii şi pentru combustibili lichizi şi gazoşi, cu carcasă metalică, .05,0=λΔ Dacă focarul este fără carcasă metalică, ,0=λ ;08Δ

;0- focare cameră cu ardere în strat, 3,01,λ = −Δ


- feston, supraîncălzitoare tip paravan, ;01,0=λΔ

- primul şi respectiv al doilea fascicol de convecţie, 05,0=λ ; 1,0=

ΔλΔ ;

- supraîncălzitor primar şi intermediar, suprafeţe de tranziţie, ; Δλ = 0 03,

Δλ = 0 02, ; - economizoare, pentru fiecare treaptă,

Preîncălzitoare de aer: tubulare 03,0=λΔ pentru o treaptă, la cazanele cu debit până la 14 kg/s şi 0,06 pentru cazanele de debit mai mare; regenerative dacă debitul cazanului este până în 14 kg/s şi 0,25 la un debit mai mare al cazanului.

Δλ = 0 02,

Pe traseul de aer, apar infiltraţii de aer dacă prepararea prafului este cu depresiune. Dacă se notează cu ′λp excesul de aer la intrarea în preîncălzitor şi cu la ieşirea din acesta, cu

′′λ p

mλΔ infiltraţiile de aer în moară şi cu paλΔ infiltraţiile de aer în preîncălzitor, rezultă relaţiile:

mffp λΔ−λΔ−λ=λ ′′ (3.44)

papp λΔ+λ ′′=λ′ (3.45)

Prepararea prafului cu suprapresiune, ca şi încălzirea aerului, conduce la o pierdere de aer către mediul exterior, respectiv către circuitul de gaze de ardere. La preîncălzitorul de aer, pierderea de aer este socotită la jumătatea valorii de creştere a aerului fals pe preîncălzitor, deoarece se admite că circa jumătate din aerul fals provine din pierdere de aer.

Infiltraţiile de aer în sistemul de preparare sunt: Δλm = 0 04, pentru morile cu ciocane la funcţionarea în regim cu depresiune şi 0,2 - 0,25 pentru morile de tip ventilator.

La sarcini parţiale D, faţă de cea nominală a instalaţiei , infiltraţiile de aer fals se vor corecta cu relaţiile:

Dn

DD

f nNf λΔ=λΔ (3.46)

5,0

⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛λΔ=λΔDDn

jNj (3.47)

unde cu simbolul N s-a notat referirea la sarcina nominală.

Încărcarea termică

Încărcarea termică a volumului focarului reprezintă raportul dintre căldura degajată prin arderea combustibilului şi volumul focarului V : f


;f

iief

v VQB

q = ( )

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡λ

= 3

,

mkW

VtIB

qf

tfgefv . (3.48)

Exprimarea a doua, prin introducerea noţiunii de entalpie a gazelor de ardere din focar, ţine seama şi de căldura introdusă cu aerul preîncălzit.

Fig.3.3. Variaţia încărcărilor termice ale focarelor cu mărimea umidităţii de cazan: a -

încărcarea termică de volum; b - încărcarea termică a secţiunii transversale

Se numeşte încărcare termică a secţiunii transversale S a focarului, relaţia:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡= 2m

kWSQB

qiief

s . (3.49)

În fig .3.3, se prezintă variaţia încărcărilor termice ale focarelor cu mărimea unităţii de cazan.

Se defineşte încărcarea termică a suprafeţei brâului de arzătoare, mărimea:

( ) ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

+= 22 m

kWlLh

QBq

br

iief

br

hbr

br 0 955, /

, (3.50)

unde este înălţimea zonei de amplasare a arzătoarelor, m; L, l - laturile secţiunii transversale ale focarului, m.

Pentru arzătoarele de praf de cărbune cu concentrator de praf, pentru zona arzătoarelor de bază, pentru sisteme de preparare

semiînchise şi deschise, pentru cărbuni indigeni, .

q MWbr = −116 1 28 2, , / ;m

q MW m= 2

Încărcarea termică a volumului zonei arzătoarelor, este definită prin relaţia:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡= 3mkW

ShQB

qbr

iief

va , (3.51)

se admite uzual, . 3/523,0 mMWqva ≤


Încărcarea termică a suprafeţei grătarului:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡= 2m

kWS

QBq

gr

iief

gr , (3.52)

unde este suprafaţa utilă a grătarului, . grS 2m

Încărcarea masică a suprafeţei grătarului:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=

smkg

SBqgr

mgr 2 , (3.53)

unde s este grosimea stratului de cărbune pe grătar, m.

Pe baza încărcărilor termice specifice, se poate realiza predimensionarea focarelor.

4. INSTALAŢII ŞI ECHIPAMENTE TERMICE DIN CONTURURILE INDUSTRIALE – (ELEMENTE CARACTERISTICE)

4.1. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

4.1.1. Clasificarea schimbătoarelor de căldură

Schimbătoarele de căldură sunt aparate în care are loc transferul căldurii de la un fluid cu o temperatură mai ridicată (agentul termic primar), către un fluid cu o temperatură mai coborâtă (agentul termic secundar), în procese de încălzire, răcire, condensare, vaporizare sau procese termice complexe.

Pentru clasificarea schimbătoarelor de căldură se pot avea în vedere mai multe criterii:

a) Clasificarea în funcţie de modul de realizare al transferului de căldură

Din acest punct de vedere schimbătoarele de căldură se împart în două mari grupe: aparate cu contact indirect şi aparate cu contact direct.

Schimbătoarele cu contact indirect (de suprafaţă) sunt aparate la care cei doi agenţi termici nu vin în contact direct, ei fiind despărţiţi de o suprafaţă de schimb de căldură cu care vin în contact permanent sau periodic.

Dacă cele două fluide vin în contact permanent cu suprafaţa de schimb de căldură, fluxul termic prin aceasta fiind unidirecţional, schimbătorul de căldură este de tip recuperativ.

Acest tip de aparat este cel mai răspândit el putând fi realizat în numeroase variante constructive. În figura 4.1.a. este prezentat schematic cel mai simplu astfel de aparat, schimbătorul ţeavă în ţeavă, constituit din două ţevi concentrice, unul dintre fluide circulând prin interiorul ţevii centrale, celălalt prin spaţiul dintre cele două ţevi.

Dacă agenţii termici vin în contact alternativ cu suprafaţa de transfer de căldură, fluxul termic schimbându-şi periodic direcţia, schimbătorul de căldură este de tip regenerativ. Aparatele regenerative pot fi realizate cu suprafaţa fixă (figura 4.1.b.) sau rotativă (figura 4.1.c.).

Din categoria schimbătoarelor de căldură cu contact indirect face parte şi schimbătorul de căldură cu strat fluidizat, la care transferul de căldură are loc între un fluid şi un material solid care se deplasează sub forma unui strat fluidizat pe lângă suprafaţa de schimb de căldură (figura 4.1.d.). Fluidizarea se realizează prin insuflarea unui gaz (de obicei aer) peste materialul solid granulat.

Schimbătoarele de căldură cu contact direct sunt aparate la care agenţii termici nu mai sunt separaţi de o suprafaţă, ei amestecându-se unul cu celălalt. Ele pot fi aparate fără umplutură la care transferul de căldură se realizează la suprafaţa fluidului pulverizat în picături fine sau care curge în şuviţe (figura 4.2.a.) sau

Instalaţii şi echipamente termice din contururile industriale 71

aparate cu umplutură la care transferul termic apare la suprafaţa unei pelicule formate pe umplutura schimbătorului (figura 4.2.b.)

Fig. 4.1. Schimbătoare de căldură cu contact indirect

a) schimbător recuperativ ţeavă în ţeavă; b) schimbător regenerativ cu umplutură fixă; c) schimbător regenerativ rotativ; d) schimbător cu strat fluidizat


Fig. 4.2. Schimbătoare de căldură cu contact direct

a) fără umplutură; b) cu umplutură

b) Clasificarea în funcţie de tipul constructiv

Clasificarea în funcţie de modul constructiv de realizare a suprafeţei de schimb de căldură este prezentată în figura 4.3.

În capitole speciale se vor detalia soluţiile constructive specifice fiecărui tip principal de schimbător de căldură din figura 4.3.

RECUPERATIVE

a)

CU SUPRAFEŢE EXTINSE TUBULARE

Ţeavă în ţeavă

Cu serpentine

Cu ţevi şi manta

PLANE

Cu plăci Lamelare Spirale

Cu ţevi nervurate

Cu plăci nervurate


CU UMPLUTURĂ FIXĂ

CU UMPLUTURĂ MOBILĂ

Rotative Cu strat fluidizat

Cu strat mobil

REGENERATIVE

b)

Fig. 4.3. Clasificarea schimbătoarelor de căldură din punct de vedere constructiv

c) Clasificarea în funcţie de starea de agregare a agenţilor termici

Se pot distinge în funcţie de acest criteriu:

• aparate fără schimbarea stării de agregare a agenţilor termici;

• aparate cu schimbarea stării de agregare a unui agent termic;

• aparate cu schimbarea stării de agregare a ambilor agenţi termici.

d) Clasificarea în funcţie de compactitatea aparatului

Compactitatea unui schimbător de căldură este caracterizată de raportul între suprafaţa sa de schimb de căldură şi volumul său. În funcţie de acest criteriu distingem:

• schimbătoare compacte (compactitatea mai mare de 700 m2/m3);

• schimbătoare necompacte (compactitatea mai mică de 700 m2/m3).

e) Clasificarea în funcţie de modul de realizare a curgerii

Curgerea fluidelor în aparatele de schimb de căldură se poate realiza în patru moduri distincte: echicurent, contracurent, curent încrucişat şi curent compus.

Fig. 4.4. Tipuri principale de curgere

a) contracurent; b) echivalent; c) curent încrucişat ambele fluide amestecate; d) curent încrucişat un fluid amestecat şi celălalt neamestecat; e) curent încrucişat ambele fluide

neamestecate


Curgerea în contracurent (figura 4.4.a.) presupune că cei doi agenţi termici circulă pe lângă suprafaţa de schimb de căldură paralel şi în sensuri contrarii. Curgerea în contracurent asigură cea mai mare diferenţă medie de temperatură între agenţii termici, însă temperatura peretelui la intrarea fluidului cald este maximă.

Curgerea în echicurent (figura 4.4.b.) apare în cazul circulaţiei agenţilor termici, paralel şi în acelaşi sens, pe lângă suprafaţa de transfer de căldură. Acest tip de curgere realizează cea mai mică diferenţă medie de temperatură, însă cea mai bună răcire a peretelui în zona de intrare a fluidului primar.

Circulaţia în curent încrucişat presupune curgerea perpendiculară a celor doi agenţi termici. În acest caz se pot distinge trei situaţii: ambele fluide amestecate (figura 4.4.c.) un fluid amestecat şi celălalt neamestecat (figura 4.4.d.) ambele fluide neamestecate (figura 4.4.e.).

Un fluid se numeşte "amestecat" atunci când în orice plan normal pe direcţia sa de curgere are aceeaşi temperatură, deci temperatura sa variază numai în lungul curgerii. În cazul fluidului "neamestecat" există o diferenţă de temperatură şi în direcţia normală la curgere.

Pentru clarificare în figura 4.5. se prezintă cazul curgerii în curent încrucişat cu ambele fluide neamestecate şi profilul temperaturii unuia dintre fluide după direcţia de curgere şi perpendicular pe acesta.

Fig. 4.5. Curgerea în curent încrucişat cu ambele fluide neamestecate

a) schema; b) variaţia temperaturii

În cazul în care agenţii termicii au mai multe treceri prin ţevi sau manta apare cazul curgerii compuse (figura 4.6.) care este o combinaţie a celor trei tipuri anterioare de curgere.

În cazul curgerii în curent încrucişat şi curent mixt valoarea diferenţei medie de temperatură dintre agenţii termici se situează între echicurent şi contracurent.


Fig. 4.6. Curgerea compusă

a) o trecere prin manta şi două treceri prin ţevi; b) două treceri prin manta şi patru treceri prin ţevi; c) o trecere prin manta şi trei treceri prin ţevi; d) trei treceri prin manta şi şase treceri

prin ţevi.

f) Clasificarea în funcţie de destinaţie

Schimbătoarele de căldură pot realiza multiple scopuri, în funcţie de acesta putând întâlni: preîncălzitoare; răcitoare; vaporizatoare; generatoare de vapori; răcitoare frigorifice; condensatoare; boilere etc.

g) Clasificarea în funcţie de material

Majoritatea schimbătoarelor de căldură sunt metalice, având suprafaţa de schimb de căldură realizată din fontă, oţel, cupru, alamă, oţel inoxidabil, titan, e.t.c.

Se mai pot întâlni însă şi schimbătoare de căldură din materiale nemetalice, cum sunt cele ceramice, din sticlă, din grafit sau din materiale plastice.

Schimbătoarele de căldură cu ţevi şi manta reprezintă tipul cel mai răspândit în industrie datorită simplităţii sale constructive, fiabilităţii ridicate şi costului relativ coborât.

Deşi în ultimii ani ritmul de creştere a pieţei mondiale de astfel de aparate a scăzut, ea reprezintă încă între 60-80% din piaţa schimbătoarelor de căldură.

Clasificarea constructivă a schimbătoarelor cu ţevi şi manta, care şi-a găsit cea mai largă răspândire, este cea propusă de Asociaţia Constructorilor de Schimbătoare de Căldură Tubulare TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Asociation). Ea clasifică cu litere aceste aparate în funcţie de trei criterii: construcţia capacului de distribuţie fix al aparatului; construcţia şi modul de circulaţie al agentului termic în spaţiul dintre ţevi şi manta şi tipul capacului de capăt (fig.4.7.) [3.1.].


În figura 4.8. sunt prezentate câteva scheme constructive de schimbătoare cu ţevi şi manta, putându-se observa principalele lor elemente constructive.

Fig. 4.7. Clasificarea TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Asociation) pentru

schimbătoare cu ţevi şi manta


Fig. 4.8. Tipuri constructive de schimbătoare cu ţevi şi manta


Fig. 4.8 (continuare) Tipuri constructive de schimbătoare cu ţevi şi manta

a) Schimbătoare cu cap mobil (tip AES); b) schimbătoare cu plăci tubulare fixe şi compensator de dilatare pe manta (tip BEM); c) schimbător cu capac de capăt mobil, cu etanşare cu

presetupă (tip AEP); d) schimbător cu ţevi în formă de U (tip CFU); e) boiler orizontal cu cap mobil (tip AKT); f) schimbător cu curgere divizată (tip AJW).

1 - capac tubular fix; 2 - capac elipsoidal sau tronconic fix; 3 - flanşa capacului fix; 4 - placă de capăt; 5 - racord fix de legătură; 6 - placă tubulară fixă; 7 - ţevi; 8 - manta; 9 - capac de capăt al mantalei; 10,11 - flanşe alemantalei; 12 - racord al mantalei; 13 - flanşa capacului de capăt; 14 - liră de dilatare; 15 - placă tubulară mobilă; 16 - capac mobil; 17 - flanşa capacului mobil; 18 - flanşe de strângere; 19 - inel de oprire; 20 - flanşe de strângere a plăcii de capăt; 21 - placă de capăt a capacului mobil; 22 - partea cilindrică a plăcii tubulare mobile; 23 - cutia de etanşare; 24 - garnitură de etanşăre; 25 - presetupa etanşării; 26 - inel distanţier; 27 - tiranţi; 28 - şicane;

29 - placă deflectoare; 30 - şicană longitudinală; 31 - perete despărţitor; 32- aerisire; 33 - drenaj; 34 - racord aparat de măsură; 35 - suport; 36 - inel de ridicare; 37 - suport lateral; 38 -

placă de limitare; 39 - racorduri pentru indicatorul de nivel.


4.1.2. Ecuaţiile de bază ale calculului termic

Pentru calculul termic al schimbătoarelor de căldură dispunem de două ecuaţii de bază: ecuaţia bilanţului termic şi ecuaţia transferului de căldură.

Ecuaţia bilanţului termic are în cazul general forma:

maQQQ += 21 [W] (4.1)

unde Q1, , sunt fluxurile termice cedate de agentul primar, primite de agentul secundar, respectiv pierderile în mediul ambiant, în W.

2Q maQ

Dacă vom defini coeficientul de reţinere a căldurii în aparat ηr , ca raportul între fluxul termic primit de agentul secundar şi cel cedat de agentul primar ( 12 / QQr = )η ecuaţia (4.1.) se poate scrie sub forma:

21 QQr =η (4.2)

sau:

( ) ( )ieeir hhMhhM 222111 −=−η && (4.3)

unde: şi sunt debitele de agent primar şi secundar, în kg/s; h1i, h1e, h2i, h2e - entalpiile agentului primar respectiv secundar la intrarea respectiv ieşirea din aparat, în J/kg.

1M& 2M&

În cazul în care cei doi agenţi termici nu îşi modifică starea de agregare, ecuaţia (4.4.) poate fi scrisă:

( ) ( )iepeipr TTcMTTcM 22221111 −=−η && (4.4)

sau:

( ) ( )ieeir TTCTTC 222111 −=−η (4.5)

unde: şi sunt capacităţile termice ale agentului primar şi

secundar, în W/K; , , , - temperaturile agentului termic primar, respectiv secundar la intrarea, respectiv la ieşirea din aparat, în K ; şi - căldurile specifice medii ale agentului primar şi secundar, în J/(kgK).

111 pcMC &= 222 pcMC &=

iT1 eT1 iT2 eT2

1pc 2pc

Ecuaţia transferului de căldură în aparat este:

( )2121 TTKSQ s −=→ [W] (4.6)

unde: este fluxul termic transmis de agentul termic primar, către agentul

termic secundar, în W; S - suprafaţa de transfer de căldură, în ; - coeficientul global de transfer de căldură, în

21→Q2m SK

( )Km/ 2W .

Valoarea medie a produsului între coeficientul global de transfer de căldură şi diferenţa de temperatură se defineşte:


( ) ( )S

dSTTKTTK ss

s21

21−∫

=− (4.7)

Presupunând o valoare constantă a coeficientului global de transfer de căldură în lungul aparatului, ecuaţia transferului de căldură are forma:

[W] (4.8) meds TSKQ Δ=−21&

unde este diferenţa medie de temperatură în lungul suprafeţei de schimb de căldură.

medTΔ

Coeficientul global de schimb de căldură:

În cazul suprafeţelor plane de transfer de căldură (figura 4.9.a.) coeficientul global de transfer de căldură se poate determina cu relaţia:

∑== n

sistot

s

RR

K

1

11 ;

221

1

111

α++

λδ

++α

=

sdp

psd

s

RRK [W/(m2.K)] (4.9)

unde:α1 şi α2 sunt coeficienţii de convencţie pentru fluidul primar şi secundar, în W/(m2.K); Rsd1, Rsd2 - rezistenţele termice de suprafaţă ale depunerilor pe partea fluidului primar, respectiv secundar, în m2.K/W ; pp ,λδ - grosimea, respectiv conductivitatea termică a peretelui, în m, respectiv W/(m.K).

Notând cu Kso coeficientul global de transfer de căldură a aparatului fără depuneri:

21

111

α+

λ

δ+

α

=

p

psoK (4.10)

se poate scrie:

2111

sdsdsos

RRKK

++= (4.11)

a)


b)

Fig. 4.9. Variaţia temperaturii şi rezistenţele termice pentru perete plan (a) şi cilindric (b)

Pentru peretele tubular se utilizează de obicei coeficientul global linear de transfer de căldură:

2

21

11

1ln2

1111

απ+

π+

λπ+

π+

απ

==

∑ee

sd

i

e

pi

sd

i

s

li

l

ddR

dd

dR

dRK (4.12)

Coeficientul global linear de transfer de căldură a aparatului curat este:

21

1ln2

111

απ+

λπ+

απ

=

ei

e

pi

lo

ddd

d

K [W/m.K] (4.13)

Rezultă că:

e

sd

i

sd

loe dR

dR

KK π+

π+= 2111 [W/mK] (4.14)


Fig. 4.10. Perete nervurat

În cazul peretelui nervurat (figura 4.10.), coeficientul global de schimb de căldură al aparatului curat, raportat la suprafaţa nenervurată S1 este:

redp

ps

SS

K

22

1

1

1 111

α+

λ

δ+

α

= [W/m2.K] (4.15)

iar în cazul raportării la suprafaţa extinsă S2:

redp

ps

SS

SS

K

21

2

1

2

1

2 111

α+

λ

δ+

α

= [W/m2K] (4.16)

unde:

( )

2

22 S

SS nnnnred

αη+=α , (4.17)

unde: Snn, Sn sunt suprafaţa dintre nervuri, respectiv suprafaţa nervurilor, în m2; S2 = Snn + Sn - suprafaţa totală a pereteleui nervurat, în m2;ηn - randamentul nervurilor.

În tabelul 4.1. sunt date, orientativ, câteva valori ale coeficientului global de schimb de căldură pentru diferiţi agenţi termici.


Tabelul 4.1.

Valori orientative ale coeficientului global de transfer de căldură

Tipul de aparat Kso

[W/(M2K)] Preîncălzitor de apă 1100 ÷ 8500 Schimbător apă-apă 850 ÷ 1700 Condensator de abur 1100 ÷ 5600 Condensator de freon 280 ÷ 850 Condensator de amoniac 850 ÷ 1400 Condensator de alcool 255 ÷ 680 Răcitor de aer cu aripioare 25 ÷ 55 Încălzitor de aer cu aripioare utilizând abur 28 ÷ 280 Schimbător apă-ulei 110 ÷ 350 Schimbător abur-ulei uşor 170 ÷ 340 Schimbător abur-ulei greu 56 ÷ 170 Schimbător abur-kerosen sau gazolină 280 ÷ 1140 Schimbător gaze-gaze 10 ÷ 40

Diferenţa medie de temperatură:

În cazul în care agenţii termici nu îşi schimbă starea de agregare, curgerea lor fiind în echicurent (figura 4.11.a.) sau contracurent (figura 4.11.b.), ecuaţiile bilanţului termic şi transferului de căldură pentru un element de suprafaţă dS, în ipoteza pierderilor neglijabile de căldură în mediul ambiant (ηr = 1) sunt:

(4.18) 222111 dTcMdTcMdQ pp&& ±=−=

( )dSTTKdQ s 21 −= (4.19)

a)


b)

Fig. 4.11. Variaţia temperaturii în lungul suprafeţei pentru curgerea în echicurent (a) şi contracurent (b)

În ecuaţia bilanţului termic semnul minus indică o scădere a temperaturii în lungul suprafeţei, iar semnul plus o creştere a acesteia. Temperatura agentului primar T1 va scădea totdeauna în lungul suprafeţei, în timp ce temperatura agentului secundar T2 creşte în lungul suprafeţei pentru curgerea în echicurent şi scade în cazul contracurentului.

Prin integrarea acestor ecuaţii rezultă:

min

max

minmax

lnTT

TTTmed

ΔΔ

Δ−Δ=Δ (4.20)

unde: ΔTmax şi ΔTmin sunt diferenţele de temperatură maximă şi minimă între agenţii termici la intrarea, respectiv ieşirea din aparat.

T

a) b)

T1

T1

T2i=T2e=T2e S

T1i = T1e = T1e

T

S

T2


TT

S zonaI

zona II

zonaIII

T1

s

T2s

T1i

T1s

T2

T2xT2i

T1e

T2e

S

c) d)

Fig. 4.12. Variante de variaţie a temperaturii în lungul suprafeţei

(a) fluidul primar nu îşi schimbă starea de agregare iar cel secundar vaporizează; (b) fluidul primar condensează iar cel secundar se încălzeşte; (c) fluidul primar condensează, iar cel

secundar vaporizează; (d) fluidul primar se desupraîncălzeşte, condensează şi se subrăceşte, iar fluidul secundar se încălzeşte.

Relaţia (4.20.) este valabilă numai pentru variaţii monotone ale temperaturilor în lungul aparatului (figura 4.11. şi figura 4.12.a.b.). În cazul variaţiilor nemonotone ale temperaturilor pentru determinarea diferenţei medii de temperatură aparatul se împarte în zone cu variaţii monotone (figura 4.12.d.), calculul termic realizându-se pentru fiecare zonă în parte.

În cazul curgerii în curent încrucişat sau a unor tipuri complexe de curgere pentru determinarea diferenţei medii de temperatură se utilizeză relaţia:

(4.21) ccmedmed TFT Δ=Δ

Factorul de corecţie F, care multiplică diferenţa medie de temperatură obţinută considerând curgerea în contracurent, este funcţie de două rapoarte P şi R şi de tipul curgerii.

Criteriul P are sensul unei eficacităţi termice fiind definit ca raportul dintre gradul de încălzire a agentului secundar în aparat şi diferenţa maximă disponibilă:

P TT

T TT Td

e

i i

= = i−−

ΔΔ

2 2

1 2max

2 (4.22)

Criteriul R reprezintă raportul între capacităţile termice ale celor doi agenţi termici:

R CC

TT

T TT T

i

e i

= = = e−−

2

1

1

2

1 1

2 2

ΔΔ

(4.23)

Factorul de corecţie F este subunitar el crescând odată cu scăderea lui R şi P.


Rezultă că pentru cele 4 temperaturi ale agenţilor termici date diferenţa medie de temperatură maximă se obţine pentru curgerea în contracurent, iar cea minimă pentru echicurent, celelalte tipuri de curgere situându-se între aceste limite.

Din analiza celor două ecuaţii fundamentale pentru calculul termic al aparatelor de transfer de căldură: ecuaţia bilanţului termic şi ecuaţia transferului de căldură, rezultă că există 7 variabile independente:

• 2 debite: 1M& şi 2M& ;

• 4 temperaturi: T1i , T1e , T2i , T2e şi

• suprafaţa de schimb de căldură S.

Există două tipuri principale de calcul termic:

- calculul de proiectare, care presupune obligatoriu determinarea suprafeţei de transfer de căldură S, celelalte 6 mărimi fiind legate în ecuaţia bilanţului termic;

- calculul de verificare sau de stabilire a unui regim nenominal de funcţionare, la care pentru un aparat dat (S cunoscută) se urmăreşte determinarea sarcinii termice pe care o poate transfera aparatul, a temperaturilor agenţilor termici la ieşirea din aparat, a unui debit şi unei temperaturi, sau a altei combinaţii de 2 mărimi.

Calculul termic de proiectare prin metoda diferenţei medii de temperatură are ca date de intrare 5 din cele 6 debite şi temperaturi care caracterizează cei doi agenţi termici.

Principalele etape ale calculului sunt:

• determinarea din ecuaţia bilanţului termic a debitului sau temperaturii necunoscute;

• determinarea ccmedTΔ ;

• determinarea factorului de corecţie F, în funcţie de criteriile P şi R şi de tipul curgerii agenţilor termici prin aparat;

• determinarea diferenţei medii de temperatură ΔTmed (relaţia 4.20.);

• determinarea coeficientului global de transfer de căldură Ks;

• determinarea suprafeţei necesare de transfer de căldură.

Principala dificultate a calculului o constitue determinarea coeficientului global de schimb de căldură, deoarece de obicei, coeficienţii de convecţie depind de temperatura peretelui şi de o dimensiune geometrică a suprafeţei de transfer (de exemplu înălţimea peretelui la condensarea pe suprafeţele verticale sau lungimea canalului în cazul curgerii monofazice laminare), valori care nu sunt cunoscute, impunându-se alegerea lor şi verificarea ulterioară a corectitudinii acestor valori.


Pentru aceasta există două metode de calcul: metoda iterativă şi metoda grafo-analitică.

Pentru calculele de verificare sau de regimuri nenominale cel mai des se utilizează metoda eficienţă-număr de unităţi de transfer de căldură.

Eficienţa schimbătorului de căldură se defineşte ca raportul dintre fluxul termic transferat în aparat şi fluxul maxim care s-ar putea schimba dacă curgerea ar fi în contracurent şi suprafaţa de transfer de căldură ar fi infinită.

Se poate scrie deci:

( )( )

( )( )ii

ei

ii

ie

TTCTTC

TTCTTC

QQ r

21min

1111

21min

222

max −−

=−−

==ε=η

(4.24)

Numărul de unităţi de transfer de căldură se defineşte ca produsul dintre coeficientul global de transfer şi suprafaţa de transfer de căldură, raportat la capacitatea termică a agentului termic.

Se poate defini astfel:

11

11

CSK

dSKC

NTC s

ss == ∫ (4.25)

22

21

CSK

dSKC

NTC s

ss == ∫ (4.26)

Pentru diferite tipuri de curgere prin aparat se pot determina variaţii de tipul:

( )curgeriitipulCCNTCf ,/, maxminmax=ε

În tabelul 4.2. se prezintă variaţiile eficienţei termice în funcţie de şi , pentru o serie de tipuri de curgere uzuale [ 4.2. ]

maxNTC

maxmin / CC

Tabelul 4.2.

Relaţii de calcul pentru eficienţă în funcţie de tipul curgerii

maxminmax /, CCNTC

Nr. crt Tipul curgerii ε = f (N, C*) N = f (ε, C*)

0 1 2 3

1 contracurent

[ ( )]( )[ ]**

*

1exp11exp1

CNCCN−−−

−−−=ε ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

−ε−ε

−=

11ln

11

** CCN

2 echicurent

[ ( )]*

*

11exp1

CCN

++−−

=ε( )[ ]

C

CN+

ε+−−=

111ln


continuare tabel 4.2 0 1 2 3

3 Curent

încrucişat, ambele fluide neamestecate

( )⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡ −−−=ε

nCnNC

*

* 1expexp1

unde, n = N-0,22

4

Cmax - amestecat; Cmin -neamestecat

( )[ ]{ }NeCC

−−−− 1exp11 **=ε

( )⎥⎦

⎤⎢⎣⎡ ε−+−= *

*1ln11ln C

CN

Curent încrucişat, un

fluid amestecat şi altul neamestecat

Cmax- neamestecat; Cmin- amestecat ( ) ( )[ ]{ }NCC −−⋅−− exp1/1exp1 *=ε

( )[ ]ε−+−= 1ln1ln1 *

*CN

C

5

Curent încrucişat ambele fluide

amestecate

( )( )

1

*

* 1exp1exp1

1−

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−

−−+

−−=ε

NNCC

N

6

Schimbător cu ţevi şi manta cu o

trecere prin manta şi 2,4,6

treceri prin ţevi

{ ( ) ⋅+++=ε2/12** 112 CC

( )( )

( )

( )( )

1

2/12*

2/12*

1exp

1exp−

⎪⎭

⎪⎬

⎫

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ +−−

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ +−+

CN

CN

1

1⋅

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

++−−ε

+−−−ε⋅

⋅+−=

2/12*

2/12*

2/12*

1*1/2

1*1/2ln

1

CC

CC

CN

7

Schimbător cu ţevi şi manta cu n

treceri prin manta şi 2n, 4n, 6n treceri prin

ţevi

([ )( )]( ) ( )[ ] **

*

1/1

111

CC

Cn

pp

npp

−ε−ε−

−ε−ε−=ε u

nde:εp eficienţa pentru o trecere prin manta

8

Orice schimbător la care un fluid

îşi schimbă starea de

agregare (C* =0)

ε = 1 - e-N N = - ln (1 - ε)


Metoda ε - NTC este deosebit de utilă în special pentru calculul de verificare sau a unor regimuri de funcţionare. În figurile 4.13. şi 4.14. sunt prezentaţi algoritmii calculelor de regim de funcţionare în cazul în care nu se cunosc două temperaturi (fig.4.13.) sau o temperatură şi un debit (fig. 4.14.)

ii TTMMS 2121 ,,,, &&

alesTie =

( )eim TT,T 111 50 +=

3

alesT e =2

( )eim TT,T 222 50 +=

1

( )( )mp

mp

Tfc

Tfc

22

11

=

=

( )22

111122

p

eipi

calce cM

TTcMTT

&

& −+=

0102

22,

T

TTce

cee<

−

1

calcee TT 22 =

Nu

Da

( )( )

maxmin

max

min

p

p

C/C*CC,CmaxC

C,CminC

cMC

cMC

===

=

=

21

21

222

111

&

&

2


skluiCalculul

minCSks

maxNTC =

( *, curgeretipCmaxNTCf=ε

2

)

( )ii TT 21min −i

calce C

CTT1

11 −=ε

Nu

0101

11 ,T

TTcalce

ecalce <

−

calcee TT 11 =

3

Fig. 4.13. Algoritmul de calcul de verificare cu metoda ε - NTC (se determină două temperaturi)

calce

calce TT 21 =

STOP

eii TTTMS 1212 ,,,, &

alesT e =2

( )eim TT,T 111 50 +=

( )eim TT,T 222 50 +=

2

( )( )mp

mp

TfcTfc

22

11

=

=

1


1

Fig. 4.14. Algoritmul de calcul de verificare cu metoda ε - NTC (se determină o temperatură şi un debit)

( )( )eip

iep

TTcTTcM

M111

22221 −

−=&

&

( )( )

maxmin

21max

21min

222

111

/*,max

,min

CCCCCC

CCC

cMC

cMC

p

p

===

=

=&

&

skluiCalculul

minmax C

SkNTC s=

( )*max , curgeretipCNTCf=ε

( )iiicalce TT

CCTT 21

2

min22 −−=

ε

01,02

22 <−

calce

ecalce

TTT

calcee TT 22 =

Nu

calceTM 21,&

STOP

Da

2


4.2. INSTALAŢII DE VAPORIZARE

4.2.1. Noţiuni generale

Vaporizarea sau evaporarea este operaţia prin care un lichid este transformat în vapori. Vaporizarea se face cu aport de căldură din exterior, prin micşorarea presiunii sau folosind simultan ambele procedee. De obicei, vaporizarea se face cu aport de căldură din exterior. Când vaporizarea are loc la temperatura de saturaţie corespunzătoare presiunii sistemului (temperatura de fierbere) operaţia se numeşte fierbere.

Soluţia este un amestec omogen cu compoziţie variabilă în anumite limite, alcătuit din două sau mai multe substanţe (componentele soluţiei). Solventul (dizolvantul) este componentul predominant cantitativ, când substanţele au aceeaşi stare de agregare, sau componentul care are aceeaşi stare de agregare ca şi soluţia, când substanţele amestecate nu au aceeaşi stare de agregare. Întrucât în procesele industriale se întâlnesc frecvent soluţiile în apă ale diferitelor substanţe solide, problemele prezentate în acest subcapitol se referă numai la acest tip de soluţii. Principiile generale ale procesului de vaporizare sunt aplicabile şi în cazul soluţiilor care au ca solvent un alt lichid.

Vaporizatoarele sunt echipamente termice în care se realizează vaporizarea solventului unei soluţii binare (constituită din două componente) prin fierberea acesteia. În timpul fierberii soluţiei se degajă vapori de solvent în stare pură, iar substanţa dizolvată (solvitul) rămâne în aparat, în soluţia concentrată. Vaporii de solvent produşi se evacuează în atmosferă, se folosesc ca agent de încălzire sau se dirijează într-o instalaţie de condensare. De obicei, acest tip de instalaţii este utilizat pentru concentrarea soluţiilor, procesul de vaporizare putând fi continuat până la completa îndepărtare a dizolvantului din soluţie şi cristalizarea substanţei dizolvate. Uneori însă, produsul principal este considerat solventul vaporizat, ca în cazul transformatoarelor de abur utilizate pentru producerea aburului necesar diverselor scopuri tehnologice sau ca în cazul instalaţiilor de vaporizare utilizate pentru obţinerea apei potabile din apă de mare. În acest subcapitol se vor analiza instalaţiile de vaporizare utilizate pentru concentrarea soluţiilor.

Vaporizatoarele, în general, sunt alcătuite dintr-o cameră (spaţiu) de încălzire şi o cameră (spaţiu) de vapori. Camera de încălzire este un schimbător de căldură în care soluţia este încălzită până la temperatura de fierbere cu ajutorul unui agent de încălzire (de exemplu, abur). În camera de vapori se face separarea vaporilor de solvent degajaţi de picăturile de lichid antrenate.

În cazul vaporizatoarelor, concentraţia, x, a unei soluţii este raportul dintre masa substanţei dizolvate, md [kg], şi masa totală a soluţiei, ms [kg] alcătuită din masa solvitului şi masa dizolvantului. Deoarece în continuare vor intra în discuţie numai soluţiile apoase, masa dizolvantului va fi notată cu ma [kg]. Deci, exprimată procentual, concentraţia soluţiei este

100100s

d

da

d

mm

mmm

x =+

= [%]. (4.27)


Concentraţia determină cantitativ solubilitatea unei substanţe. Solubilitatea depinde de temperatură şi, deseori, creşte cu creşterea temperaturii. Există însă şi substanţe a căror solubilitate descreşte odată cu creşterea temperaturii sau nu este influenţată substanţial de temperatură. Soluţia care are un conţinut maxim de substanţă dizolvată se numeşte soluţie saturată, iar concentraţia acestei soluţii concentraţie de saturaţie. Deoarece solubilitatea depinde de temperatură, şi concentraţia de saturaţie este o funcţie de temperatură.

În multe cazuri, formarea soluţiei este însoţită de degajare sau absorbţie de căldură. Căldura degajată/absorbită în procesul dizolvării unui kilogram de substanţă solidă se numeşte căldură specifică de dizolvare, cd [kJ/kg]. Aceasta depinde de natura substanţei dizolvate, natura solventului şi de concentraţia soluţiei.

În cazul vaporizatoarelor în care substanţa dizolvată cristalizează, în bilanţul termic al aparatului trebuie considerată şi căldura de cristalizare. Căldura specifică de cristalizare, ccr [kJ/kg], reprezintă căldura degajată (generată) la cristalizarea din soluţie a unui kilogram de substanţă solidă.

Debitul de vapori formaţi (debitul de apă vaporizată), [kg/s], în procesul de concentrare a unei soluţii apoase cu două componente rezultă din bilanţul masic ca:

vm&

sfsiv mmm &&& −= [kg/s], (4.28)

unde [kg/s] şi [kg/s] sunt, respectiv, debitul soluţiei iniţiale (diluate) şi debitul soluţiei finale (concentrate).

sim& sfm&

Notând cu [kg/s] debitul substanţei dizolvate în soluţie şi cu xi [%] şi xf [%] concentraţia iniţială şi, respectiv, finală a soluţiei, se poate scrie bilanţul masic pe substanţa dizolvată ca

dm&

100100

sffsiid

mxmxm

&&& == [kg/s], (4.29)

de unde rezultă

f

isisf x

xmm && = [kg/s]. (4.30)

Prin combinarea ec. (4.29.) şi (4.30.), se obţine debitul de vapori secundari în forma

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=

f

isiv x

xmm 1&& [kg/s] (4.31)

sau cantitatea de apă vaporizată prin concentrarea unui kilogram de soluţie ca:

f

i

si

v

xx

mm

−= 1&

& [kg/kg]. (4.32)

Bazele termoenergeticii

94

Variaţia concentraţiei soluţiei în instalaţia de vaporizare în funcţie de cantitatea de apă vaporizată prin concentrarea unui kilogram de soluţie iniţială (sau debitul de apă vaporizată raportat la debitul soluţiei iniţiale) şi de concentraţia iniţială a soluţiei este prezentată în fig. 4.15. În această figură, concentraţiile soluţiei sunt exprimate în kilograme de substanţă dizolvată per kilograme de soluţie.

Fig. 4.15. Variaţia concentraţiei soluţiei în procesul de vaporizare

Temperatura de fierbere a soluţiilor apoase de substanţe solide este mai ridicată decât temperatura de fierbere a apei (solventul pur), la aceeaşi presiune. Vaporii care se degajă la fierberea soluţiei sunt vapori de solvent pur cu temperatura egală cu temperatura de fierbere a soluţiei, adică cu o temperatură mai mare decât temperatura de saturaţie corespunzătoare presiunii sistemului respectiv. Deci, vaporii degajaţi din soluţie sunt supraîncălziţi; însă, de obicei, gradul lor de supraîncălzire este redus şi, ca urmare, în calcul se consideră vapori saturaţi. Diferenţa între temperatura de fierbere a soluţiei, ts, şi temperatura de fierbere a solventului pur, ta, este denumită creştere fizico-chimică (sau ebulioscopică) de temperatură şi se notează cu Δt1:

Δt1 = ts – ta [°C]. (4.33)

Creşterea fizico-chimică de temperatură depinde de natura şi concentraţia soluţiei, precum şi de presiune. În tabelul 4.3. sunt prezentate valorile lui Δt1 pentru diferite soluţii apoase la presiunea de 0,98 bar.

Pentru determinarea creşterii fizico-chimice de temperatură la o presiune diferită de cea atmosferică, caz frecvent întâlnit în instalaţiile de vaporizare, se pot folosi metodele de calcul prezentate în continuare.

a. În cazul soluţiilor diluate, temperatura de fierbere a soluţiei la diferite presiuni se poate determina, cu destulă exactitate, din ecuaţia lui Babo. Conform acestei ecuaţii, pentru o anumită concentraţie a soluţiei, raportul dintre presiunea vaporilor de solvent (apă) rezultaţi prin vaporizarea soluţiei, ps, la o temperatură ts şi presiunea vaporilor de solvent (apă) rezultaţi prin vaporizarea solventului pur, pa, la aceeaşi temperatură ts este constant şi independent de temperatură:

sta

s

pp

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= const. (4.34)

Tabelul 4.3.

Creşterea fizico-chimică de temperatură Δt1 [°C] a unor soluţii apoase în funcţie de concentraţie, la presiunea 0,98 bar

x, în % Subst. dizolvată

10 20 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95

CaCl2 1,5 4,5 10,5 14,3 19,0 24,3 30,0 36,5 43,0 50,7 60,0 75,0 - - - - Ca(NO3)2 1,1 2,5 4,3 5,4 6,7 8,2 10,0 13,2 17,2 23,0 31,2 40,2 49,2 - - - CuSO4 0,2 0,6 1,4 2,1 3,1 4,2 - - - - - - - - - - FeSO4 0,3 0,7 1,3 1,6 - - - - - - - - - - - - KCl 1,3 3,3 6,1 8,0 - - - - - - - - - - - - KNO3 0,9 2,0 3,2 3,8 4,5 5,2 6,1 7,2 8,5 10,0 11,6 13,7 - - - - KOH 2,2 6,0 12,2 17,0 23,6 33,0 45,0 60,4 78,8 100,5 126,5 155,5 190,3 225,0 - - K2CO3 0,8 2,2 4,4 6,0 8,0 10,9 14,6 19,0 24,2 31,4 - - - - - - MgCl2 2,0 6,6 15,4 22,0 - - - - - - - - - - - - MgSO4 0,7 1,7 3,4 4,8 7,0 - - - - - - - - - - - NH4Cl 2,0 4,3 7,6 9,6 11,6 14,0 - - - - - - - - - - NH4NO3 1,1 2,5 4,0 5,1 6,3 7,5 9,1 11,0 12,2 15,7 19,0 23,0 28,0 25,5 47,5 72,5 (NH4)SO4 0,7 1,6 2,9 3,7 4,7 5,9 7,7 - - - - - - - - - NaCl 1,0 4,9 9,6 - - - - - - - - - - - - - NaNO3 1,2 2,6 4,5 5,6 6,8 8,4 10,0 12,0 14,5 17,9 - - - - - - NaOH 2,8 8,2 17,0 22,0 28,0 35,0 42,2 50,6 59,5 69,0 79,6 92,0 106,6 124,0 145,5 174,5Na2CO3 1,1 2,4 4,2 5,3 - - - - - - - - - - - - Na2SO4 0,8 1,8 2,8 - - - - - - - - - - - - -


Pentru aplicarea ecuaţiei lui Babo se parcurg următoarele etape:

– Se determină temperatura de fierbere a soluţiei ts la presiunea ps = 0,98 bar folosind ec. (4.33.) şi tabelul 4.3.

– Se stabileşte presiunea de saturaţie a vaporilor de apă pa la temperatura ts determinată anterior şi apoi valoarea ps / pa = C = const.

– Pentru valoarea dată a presiunii soluţiei, , ecuaţia lui Babo se scrie ca ∗sp

∗

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∗

∗

sta

s

pp

= C. (4.35)

Deoarece constanta C este acum cunoscută, se poate calcula . La această presiune, se determină temperatura de saturaţie a apei , care este totodată şi temperatura de fierbere a soluţiei la presiunea dată . Diferenţa dintre această temperatură şi temperatura de saturaţie a apei la presiunea reprezintă creşterea fizico-chimică de temperatură.

Cpp sa /∗∗ =∗st

∗s

∗sp

p

Fig. 4.16. Variaţia coeficientului K din ec. (4.37.)

b. La o presiune diferită de cea atmosferică, creşterea fizico-chimică de temperatură poate fi calculată şi cu ajutorul formulei lui Tişcenko:

∗

∗∗

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Δ=Δ

rr

TT

tta

a2

11 [°C] (4.36)

În această relaţie s-au folosit notaţiile: [°C] – creşterea fizico-chimică de temperatură la presiunea dată a soluţiei; Δt1 [°C] – creşterea fizico-chimică de temperatură la presiunea atmosferică; [K] – temperatura de saturaţie a apei

∗Δ 1t

∗aT


(solventului) la presiunea dată a soluţiei; [K] – temperatura de saturaţie a apei (solventului) la presiunea atmosferică;

aT∗r [kJ/kg] – căldura latentă de vaporizare a

apei la presiunea dată a soluţiei; r [kJ/kg] – căldura latentă de vaporizare a apei la presiunea atmosferică. Pentru o presiune atmosferică de 1,013 bar, din tabelele apă-abur la saturaţie se obţin: r = 2257 kJ/kg şi Ta = 373,15 K. Folosind aceste valori, ec. (4.36.) devine

[°C], (4.37) 1 Kt =Δ ∗1tΔ

unde ( )

∗

∗

=r

TK a

2

01621,0 este o funcţie de temperatura de saturaţie a apei

corespunzătoare presiunii de fierbere a soluţiei (fig. 4.16.).

c. Temperatura de fierbere a unei soluţii la o altă presiune decât cea atmosferică se poate calcula cu cea mai bună precizie când se cunosc temperaturile de fierbere a soluţiei, de concentraţia dată, la două presiuni. În acest caz, se foloseşte metoda Düring, potrivit căreia

∗∗∗

∗∗∗

−−

aa

ss

tttt

= const., (4.38)

unde: este diferenţa între temperaturile de fierbere ale soluţiei la două

presiuni diferite; este diferenţa între temperaturile de fierbere ale apei (solventului) la aceleaşi presiuni.

∗∗∗ − ss tt∗∗∗ − aa tt

Când fierberea se desfăşoară în strat gros de soluţie (în cazul vaporizatoarelor cu coloană de soluţie de peste 1 m înălţime), temperatura vaporilor formaţi este influenţată de înălţimea coloanei de soluţie, datorită dependenţei ei de presiune. În calcul se consideră presiunea de fierbere egală cu presiunea în stratul mediu de soluţie

2Hgpp solsfm ρ+= [N/m2], (4.39)

în care: psf [N/m2] este presiunea la suprafaţa liberă a soluţiei; ρsol [kg/m3] – densitatea medie a soluţiei în coloană; g = 9,81 m/s2 – acceleraţia gravitaţională; H [m] – înălţimea coloanei de soluţie. Astfel, se defineşte creşterea hidrostatică de temperatură, Δt2, ca diferenţa dintre temperaturile de saturaţie ale apei (solventului) corespunzătoare, respectiv, presiunilor pm şi psf (se neglijează uşoara supraîncălzire a vaporilor de la suprafaţa liberă a soluţiei). Se menţionează că, în realitate, Δt2 este cu aproximativ 20% mai mică decât cea rezultată prin calculul descris anterior, deoarece ρsol din ec. (4.39.) reprezintă de fapt densitatea amestecului lichid-vapori aflat în fierbere. Orientativ, pentru vaporizatoarele care funcţionează la presiune ridicată, Δt2 ≈ 1 – 2 °C, iar pentru vaporizatoarele care funcţionează la presiune scăzută, Δt2 ≈ 5 – 8 °C.


Alături de creşterile de temperatură fizico-chimică (Δt1) şi hidrostatică (Δt2), în instalaţiile de vaporizare apare şi creşterea hidrodinamică de temperatură, Δt3, datorată pierderilor de presiune liniare şi locale la curgerea vaporilor (produşi prin fierberea soluţiei) prin conductele de legătură dintre vaporizator şi condensator sau dintre două vaporizatoare ale unei instalaţii cu mai multe corpuri (vaporizatoare),în care vaporii obţinuţi într-un corp sunt folosiţi ca agent de încălzire în corpul următor]. De exemplu, dacă psf [N/m2] este presiunea la suprafaţa liberă a soluţiei dintr-un vaporizator care evacuează vaporii produşi într-un condensator, presiunea vaporilor la intrarea în condensator va fi

ρ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ζ+−=

2

2wdLfpp tsfc [N/m2], (4.40)

unde: f este coeficientul pierderilor de presiune liniare; L [m] şi d [m] – lungimea şi, respectiv, diametrul conductei de legătură vaporizator-condensator; ζt – coeficientul total al pierderilor de presiune locale; w [m/s] – viteza medie a vaporilor; ρ [kg/m3] – densitatea medie a vaporilor. Creşterea hidrodinamică de temperatură Δt3, în acest caz, este diferenţa dintre temperaturile de saturaţie ale vaporilor de apă corespunzătoare, respectiv, presiunilor psf şi pc (se neglijează uşoara supraîncălzire a vaporilor care intră în condensator). De regulă, în calcule se poate considera Δt3 ≈ 1°C.

Temperatura de fierbere a soluţiei într-un vaporizator se poate scrie ca suma dintre temperatura vaporilor solventului pur la intrarea în condensator (sau în corpul următor, în cazul unei instalaţii cu mai multe corpuri), tc, şi creşterile de temperatură prezentate anterior:

ts = tc + Δt1 + Δt2 +Δt3 [°C] (4.41)

Deci, prezenţa creşterilor de temperatură conduce la micşorarea diferenţei dintre temperatura agentului de încălzire şi temperatura de fierbere din vaporizatorul utilizat în concentrarea unei soluţii faţă de aceeaşi diferenţă de temperatură dintr-un aparat folosit pentru vaporizarea apei (solventului pur) în care temperatura de fierbere este tc. Ca urmare, pentru aceeaşi sarcină termică, vaporizatorul folosit pentru concentrarea unei soluţii va avea o arie a suprafeţei de transfer termic mai mare decât a aparatului în care se vaporizează apa (solventul pur). Diferenţa dintre temperatura agentului de încălzire şi temperatura de fierbere a soluţiei se numeşte diferenţă utilă (sau activă) de temperatură, iar diferenţa dintre temperatura agentului de încălzire şi temperatura vaporilor solventului pur la intrarea în condensator (sau în corpul următor) diferenţă totală de temperatură.

Se menţionează că Δt1, Δt2 şi Δt3 sunt denumite adesea în literatura de specialitate căderi de temperatură, deoarece temperatura vaporilor scade, datorită depresiunii fizico-chimice, hidrostatice şi hidrodinamice, în sensul circulaţiei vaporilor. De asemenea, se face observaţia că neglijarea supraîncălzirii vaporilor în stabilirea creşterilor (căderilor) de temperatură Δt1, Δt2 şi Δt3 nu afectează calculul vaporizatoarelor, întrucât căldura de supraîncălzire a vaporilor este consumată în procesul de vaporizare a picăturilor de soluţie antrenate inerent de vapori.


Construcţia şi funcţionarea vaporizatoarelor este determinată şi de alte caracteristici specifice procesului de concentrare a soluţiilor prin vaporizare. Astfel, procesul de vaporizare este însoţit de modificarea proprietăţilor soluţiei (vâscozitate, densitate etc.) datorită creşterii concentraţiei, modificare care influenţează transferul termic şi circulaţia soluţiei în instalaţie. În general, vâscozitatea creşte cu concentraţia şi scade cu temperatura. De aceea, în cazul concentrării produselor vâscoase, trebuie acordată o atenţie deosebită condiţiilor de funcţionare şi tipului constructiv de vaporizator ales.

Fenomenele de formare a spumei şi a depunerilor sub formă de cruste sunt probleme, de asemenea, foarte importante, care pot influenţa negativ funcţionarea instalaţiilor de vaporizare prin efectul lor asupra coeficientului global de transfer termic şi, ca urmare, asupra sarcinii termice a instalaţiei. Formarea crustelor este, de exemplu, o problemă deosebită în instalaţiile din industria zahărului şi din industria pastei de roşii.

În cazul produselor alimentare supuse concentrării prin vaporizare, o problemă importantă este termolabilitatea unor componente ale acestor produse, care conduce la degradarea produselor respective la temperaturi ridicate. Efectul de degradare creşte în funcţie de temperatură şi timp.

4.2.2. Tipuri constructive de vaporizatoare

Vaporizatoarele, se folosesc pe scară largă în procesele tehnologice din industria chimică, alimentară, farmaceutică etc., într-o diversitate de tipuri constructive şi funcţionale. Principalele criterii de clasificare a aparatelor vaporizatoare se referă la principiul de funcţionare, aspectele constructive şi la agentul de încălzire.

După modul de funcţionare, se deosebesc vaporizatoarele cu funcţionare continuă şi vaporizatoarele cu funcţionare periodică (intermitentă). În cazul vaporizatoarelor cu funcţionare continuă, introducerea soluţiei diluate, ca şi evacuarea soluţiei concentrate se fac continuu, fără întreruperi, procesul de vaporizare având un caracter staţionar. Vaporizatoarele cu funcţionare periodică sunt încărcate (umplute) şi golite de soluţie numai în perioadele de oprire.

După presiunea din interiorul aparatului, vaporizatoarele se clasifică în aparate cu presiune înaltă, atmosferică şi redusă. Presiunea înaltă se foloseşte, în general, când vaporii produşii pot fi folosiţi ca agent de încălzire în alte aparate şi procesul tehnologic permite o temperatură de fierbere a soluţiei ridicată. Presiunea redusă se utilizează în următoarele situaţii:

– soluţia se degradează la temperatură ridicată; de exemplu, soluţiile de lapte şi cele de zahăr;

– temperatura de fierbere a soluţiei la presiunea atmosferică este ridicată; de exemplu, în cazul soluţiilor de azotat de amoniu şi de hidroxid de potasiu;

– agentul de încălzire disponibil are temperatură redusă.


Vaporizarea la presiuni reduse implică cheltuieli suplimentare cu instalaţia de condensare, apa de răcire a condensatorului şi energia electrică pentru antrenarea pompei în vid. În alte cazuri decât cele prezentate anterior se folosesc vaporizatoare cu presiune atmosferică.

După modul de circulaţie a soluţiei în aparat, vaporizatoarele pot fi cu circulaţie naturală sau cu circulaţie forţată, iar după tipul circulaţiei, cu circulaţie simplă (unică) sau cu circulaţie multiplă. Circulaţia forţată se realizează cu ajutorul unei pompe.

După agentul de încălzire utilizat, vaporizatoarele pot fi aparate încălzite cu vapori de apă (abur), lichide, gaze de ardere sau aparate încălzite electric. Cel mai frecvent utilizat agent de încălzire este aburul, caracterizat prin coeficienţi de transfer termic mari la condensare şi depuneri reduse pe suprafaţa de transfer termic. Ca agenţi de încălzire lichizi se pot utiliza uleiuri minerale, săruri topite sau amestecuri de diferiţi compuşi organici. Încălzirea cu lichide se foloseşte, de obicei, în aparate cu funcţionare periodică, când concentrarea soluţiei necesită temperaturi ridicate. Pentru concentrarea soluţiilor foarte agresive chimic, se folosesc vaporizatoare cu contact direct, în care gazele de ardere transmit căldura soluţiei prin barbotare. Încălzirea electrică, cu rezistenţă sau prin inducţie, se foloseşte numai în vaporizatoare mici de laborator.

Din punct de vedere constructiv, vaporizatoarele se pot deosebi după poziţia şi geometria suprafeţei de transfer termic şi după amplasarea camerei de încălzire. Cele mai utilizate vaporizatoare au suprafaţa de transfer termic tubulară (fascicul de ţevi), poziţionată vertical. Camera de încălzire, în care se amplasează suprafaţa de transfer termic, poate fi situată în interiorul sau în exteriorul aparatului. Poziţionarea exterioară a camerei de încălzire facilitează operaţiile de curăţire şi reparaţii, însă măreşte preţul aparatului şi pierderile de căldură în mediul ambiant.

În afara vaporizatoarelor care se pot încadra strict în criteriile de clasificare prezentate anterior, există şi alte aparate, cu caracteristici specifice; de exemplu, vaporizatoarele cu film şi vaporizatoarele pentru lichide non-newtoniene. În vaporizatoarele cu film procesul de vaporizare se desfăşoară în strat subţire. Filmul de soluţie de pe suprafaţa de transfer termic se obţine în diferite moduri, de exemplu, prin curgere gravitaţională pe suprafaţă (vaporizatoare cu film descendent) sau prin folosirea forţelor de frecare superficială (vaporizatoare cu film ascendent). Vaporizatoarele pentru lichide non-newtoniene au o construcţie specială, datorită proprietăţilor acestor lichide (concentraţie şi densitate mari), în care apare un element de transport, cel mai adesea, sub forma unui şurub fără sfârşit.

Vaporizatoarele cu funcţionare continuă pot fi conectate între ele, formând astfel o instalaţie de vaporizare cu mai multe corpuri (aparate), în care vaporizarea se face în trepte. Corpurile instalaţiei, de obicei identice, sunt legate între ele, astfel încât vaporii solventului produşi în fiecare corp (vaporizator) să ajungă în camera de încălzire a altui vaporizator sau a altor vaporizatoare ale aceleiaşi instalaţii, unde sunt folosiţi ca agent termic de încălzire. Încălzirea primului corp se face cu abur (furnizat de o CET sau CT), cu presiuni cuprinse de obicei în intervalul 2–8 bar. În


aceste instalaţii temperaturile şi presiunile din vaporizatoare sunt diferite; ele descresc de la primul la ultimul corp, vaporii produşi în ultimul corp putând avea presiuni sub sau supraatmosferice (0,15–1,8 bar). Când o parte din vaporii obţinuţi sunt folosiţi în alte instalaţii decât cea de vaporizare, instalaţia de vaporizare respectivă este cu prize de vapori.

În general, independent de construcţia lor, vaporizatoarele trebuie să fie caracterizate prin: transfer termic intens, pierderi minime de căldură, repartizarea uniformă a vaporilor de încălzire în spaţiul camerei de încălzire, evacuarea continuă şi eficientă a condensatului şi a gazelor necondensabile din camera de încălzire, separarea eficientă a picăturilor de lichid antrenate de vaporii produşi, compactitatea construcţiei, simplitatea construcţiei şi facilitate în curăţarea suprafeţei de încălzire.

În cele ce urmează sunt prezentate câteva tipuri reprezentative de aparate vaporizatoare şi caracteristicile lor funcţionale. Acestea vor fi grupate după unul sau mai multe dintre criteriile de clasificare prezentate anterior.

• Vaporizatoare verticale cu circulaţie naturală multiplă, cu cameră de încălzire interioară

Figura 4.17., a prezintă construcţia clasică a unui vaporizator vertical cu tub (ţeavă) interior de recirculaţie. Jumătatea inferioară a aparatului este reprezentată de camera de încălzire, în care este amplasat sistemul tubular de încălzire; acesta este alcătuit din două plăci tubulare, între care sunt fixate ţevile fierbătoare cu diametre şi lungimi de 30 – 80 mm şi, respectiv, 0,7 – 2,5 m. În partea centrală a plăcilor tubulare este montat tubul (ţeava) de recirculaţie, cu un diametru de 200 – 800 mm. În ţevile fierbătoare, încălzirea şi formarea vaporilor micşorează densitatea fluidului (soluţia în fierbere), din care cauză acesta circulă ascendent. La partea superioară a ţevilor, vaporii formaţi părăsesc soluţia, intrând în camera de vapori (jumătatea superioară a aparatului), iar lichidul rămas se întoarce prin tubul central (mai puţin încălzit) la partea inferioară a ţevilor fierbătoare. Aburul de încălzire circulă prin ţevi. Variantele îmbunătăţite ale acestui tip de aparat au ţevi de lungimi mai mari (suprafaţă de transfer termic mai mare) şi sunt prevăzute cu separatoare de picături pentru înlăturarea lichidului antrenat de vaporii formaţi.

Necesitatea înlocuirii frecvente a elementelor din camera de încălzire, în unele aplicaţii, a condus la o altă variantă a tipului clasic de vaporizator vertical cu tub interior de recirculaţie, vaporizatorul cu sistem de încălzire suspendat (fig. 4.17., b). În acest aparat soluţia coboară prin spaţiul inelar dintre corpul aparatului şi fasciculul de ţevi, care este suspendat în partea inferioară a aparatului. Suspendarea sistemului de încălzire prezintă şi avantajele unei circulaţii mai bune a lichidului şi a unei repartiţii mai uniforme a aburului de încălzire printre ţevi. În majoritatea cazurilor, în vaporizatoare, nu apare problema compensării dilatărilor termice, deoarece numai rareori diferenţa dintre temperatura vaporilor de încălzire şi temperatura soluţiei depăşeşte 20 – 30 °C. Dacă acest lucru se întâmplă totuşi, atunci folosirea vaporizatorului cu cameră de încălzire suspendată are o motivaţie suplimentară. Dezavantajele acestei soluţii constructive sunt reprezentate de complexitatea construcţiei şi consumul mare de metal.


a. b.

Fig. 4.17. Vaporizatoare verticale cu circulaţie naturală şi cu camera de încălzire interioară: a – construcţia clasică, cu tub interior de circulaţie; b – varianta cu sistemul

de încălzire suspendat.

1 – mantaua vaporizatorului; 2 – plăci tubulare; 3 – ţevi fierbătoare; 4 – tub de recirculaţie; 5 – încălzitor suspendat; 6 – separator de picături; 7 – intrarea aburului de încălzire; 8 – ieşirea condensatului; 9 – intrarea soluţiei diluate; 10 – ieşirea soluţiei concentrate; 11 – ieşirea vaporilor secundari; 12 – evacuarea gazelor necondensabile; 13 – vizoare; 14 – conductă pentru conducerea lichidului provenit din picături în spaţiul de fierbere; 15 – intrarea apei pentru spălarea aparatului.

La vaporizatoarele cu circulaţie naturală, tubul de recirculaţie poate fi situat şi la exteriorul aparatului (fig. 4.18.). În acest caz, spaţiului din interiorul vaporizatorului este folosit mai bine (în acelaşi volum, se pot monta suprafeţe de transfer termic mai mari) şi circulaţia soluţiei în aparat se îmbunătăţeşte datorită temperaturii mai scăzute din tubul de recirculaţie. Însă, pierderile de căldură cresc şi construcţia aparatului se complică.

Fig. 4.18. Vaporizator cu tub de recirculaţie exterior

1 – tub de recirculaţie; 2 – intrarea aburului de încălzire; 3 – ieşirea condensatului; 4 – intrarea soluţiei diluate; 5 – ieşirea soluţiei concentrate; 6 – ieşirea vaporilor secundari.


a. b.

Fig. 4.19.Vaporizatoare cu camera de încălzire exterioară: a – camera de încălzire este situată în paralel cu camera de vapori; b – camera de încălzire este situată sub camera de vapori.

1 – intrarea aburului de încălzire; 2 – ieşirea condensatului; 3 – intrarea soluţiei diluate; 4 – ieşirea soluţiei concentrate; 5 – ieşirea vaporilor secundari; 6 – cameră de încălzire; 7 – cameră de vapori; 8 – tub de recirculaţie; 9 – separator de picături; 10 – ecran pentru deflexia picăturilor; 11 – captator de picături.


Fig. 4.20. Vaporizator cu patru camere de încălzire

1 – intrarea aburului de încălzire; 2 – intrarea soluţiei diluate; 3 – ieşirea soluţiei concentrate; 4 – ieşirea vaporilor secundari.

• Vaporizatoare cu circulaţie forţată multiplă

Intensificarea circulaţiei soluţiei în vaporizator are ca principal avantaj mărirea coeficientului de transfer termic, care determină mărirea fluxului termic transmis prin unitatea de suprafaţă, la aceeaşi diferenţă utilă de temperatură (diferenţa între temperatura aburului de încălzire şi temperatura de fierbere a soluţiei). Circulaţia forţată conduce astfel la:

– micşorarea suprafeţei de încălzire necesare, avantaj esenţial în cazul aparatelor folosite pentru vaporizarea soluţiilor agresive, care sunt construite din materiale scumpe (de exemplu, titan sau nichel);


– vaporizarea unor debite de soluţie mari la diferenţe utile de temperatură mici;

– posibilitatea folosirii aburului de joasă presiune pentru încălzire, chiar şi în instalaţii cu mai multe corpuri.

În plus, circulaţia forţată menţine condiţii favorabile transferului termic şi în cazul soluţiilor vâscoase şi, totodată, reduce formarea depunerilor pe suprafaţa de transfer termic.

În vaporizatoarele cu circulaţie forţată multiplă, circulaţia este asigurată de pompe centrifuge de debit mare sau de pompe cu elice. Viteza soluţiei în ţevile camerei de încălzire este de ordinul 1 – 4 m/s. Camera de încălzire poate fi situată în interiorul corpului aparatului sau în exteriorul acestuia (fig. 4.21.).

a. b. Fig. 4.21. Vaporizatoare cu circulaţie forţată: a – cu cameră de încălzire

exterioară orizontală; b – cu cameră de încălzire interioară suspendată

1 – cameră de încălzire; 2 – cameră de vapori; 3 – pompă; 4 – separator de picături; 5 – dispozitiv de dirijare; 6 – intrarea aburului de încălzire; 7 – ieşirea condensatului; 8 – intrarea soluţiei diluate; 9 – ieşirea soluţiei concentrate; 10 – ieşirea vaporilor secundari.

Un alt avantaj al acestui tip de aparat faţă de vaporizatorul cu circulaţie naturală, în plus faţă de avantajele determinate prin intensificarea circulaţiei care au fost menţionate anterior, este funcţionarea stabilizată, datorită independenţei circulaţiei


de sarcina termică. În schimb, faţă de aparatele cu circulaţie naturală, funcţionarea aparatelor cu circulaţie forţată implică cheltuieli suplimentare cu energia consumată pentru antrenarea pompei. Alegerea vitezei de circulaţie se face printr-un calcul de optimizare tehnico-economică. Vaporizatoarele cu circulaţie forţată se folosesc în special pentru concentrarea soluţiilor cu vâscozitate mare.

• Vaporizatoare peliculare (cu film)

Un dezavantaj al vaporizatoarelor cu recircularea soluţiei (vaporizatoare cu circulaţie multiplă naturală sau forţată) este intervalul de timp mare în care soluţia circulă prin aparat. Acest dezavantaj este esenţial în cazul vaporizării lichidelor termolabile ca, de exemplu, soluţiile organice.

Pentru concentrarea soluţiilor sensibile la temperatură ridicată, se folosesc vaporizatoarele peliculare, care sunt aparate cu circulaţie simplă (unică) a lichidului: soluţia diluată ajunge la concentraţia finală în timpul unei singure treceri prin ţevile fierbătoare. În vaporizatoarele peliculare, procesul de vaporizare se desfăşoară în strat subţire (în pelicula de lichid formată pe suprafaţa de încălzire), nu în masa soluţiei, ca în cazul vaporizatoarelor prezentate anterior.

Fig. 4.22. Vaporizator cu film ascendent

1 – cameră de încălzire; 2 – separator; 3 – intrarea soluţiei diluate; 4 – ieşirea soluţiei concentrate; 5 – ieşirea vaporilor secundari; 6 – intrarea aburului de încălzire; 7 – ieşirea condensatului; 8 – golire.


Vaporizatoarele peliculare pot funcţiona cu film ascendent sau cu film descendent. Aceste aparate sunt alcătuite din camera de încălzire, unde are loc vaporizarea soluţiei, şi separator, unde se face separarea lichidului (soluţia concentrată) de vaporii produşi. Vaporizatoarele cu film ascendent sunt aparate cu circulaţie naturală simplă, cu ţevi de încălzire lungi (6 – 9 m). Un exemplu de vaporizator cu film ascendent este prezentat în fig. 4.22. Soluţia diluată, încălzită la o temperatură apropiată de temperatura de fierbere, este introdusă pe la partea inferioară a ţevilor încălzite cu abur. În secţiunea în care soluţia atinge temperatura de fierbere, începe formarea vaporilor care, în deplasarea lor ascendentă, antrenează lichidul sub forma unui film (peliculă) care acoperă suprafaţa interioară a ţevii. Pe înălţimea ţevii, masa vaporilor produşi creşte şi, ca urmare, grosimea filmului de lichid se micşorează, iar viteza amestecului bifazic creşte. Amestecul bifazic (soluţie concentrată şi vapori secundari) care iese din ţevi este dirijat în separator.

Fig. 4.23. Vaporizator cu film descendent realizat prin curgere liberă

1 – intrarea soluţiei diluate; 2 – ieşirea soluţiei concentrate; 3 – ieşirea vaporilor secundari şi a aerului; 4 – intrarea aburului de încălzire; 5 – ieşirea condensatului; 6 –

intrarea aerului; 7 – şicană; 8 – compensator de dilatare; 9 – aerisire.


La partea superioară a ţevilor, viteza curgerii ascendente a peliculei de lichid atinge valori de aproximativ 20 m/s. Viteza mare a peliculei şi grosimea ei redusă conduc la valori mari ale coeficientului de transfer termic între suprafaţa încălzită şi amestecul bifazic. Pentru o funcţionare corectă, înălţimea soluţiei în ţevi trebuie să fie de aproximativ 1/4 – 1/5 din lungimea ţevilor. Dacă nivelul soluţiei este prea coborât, la partea superioară a ţevilor vaporii sunt supraîncălziţi şi pelicula nu mai udă toată suprafaţa, ceea ce favorizează formarea depunerilor în această zonă. Un nivel prea ridicat determină, prin lungirea zonei de preîncălzire şi micşorarea zonei de fierbere, micşorarea coeficientului mediu de transfer termic pe lungimea ţevilor.

În vaporizatoarele cu film descendent, alimentarea cu soluţie se face pe la partea superioară a ţevilor. Pelicula descendentă se poate realiza prin curgere liberă sau cu dispozitive mecanice (de exemplu, lamele sau palete). De obicei, vaporii formaţi au acelaşi sens de circulaţie cu pelicula (descendent). Uneori însă, când aparatul funcţionează la o presiune apropiată de cea atmosferică, pentru evitarea scăderii presiunii sub presiunea atmosferică (datorită pierderilor de presiune în curgerea vaporilor), pe la partea inferioară a ţevilor se introduce un gaz (de exemplu, aer); în acest caz, vaporii formaţi circulă împreună cu aerul ascendent, în contracurent cu pelicula de lichid. Un astfel de aparat este prezentat în fig. 4.23.

Pe lângă durata scurtă a procesului de vaporizare, vaporizatoarele peliculare au şi avantajul eliminării creşterii hidrostatice de temperatură care apare la fierberea în strat înalt de soluţie. Ca dezavantaje ale acestor aparate se pot menţiona:

– dificultatea montajului şi al reparaţiilor, precum şi necesitatea compensării dilatărilor termice diferite ale mantalei şi ţevilor, datorate lungimii mari a ţevilor;

– reglarea dificilă şi sensibilitatea la neuniformitatea alimentării cu soluţie, datorate volumului redus de soluţie;

– complexitatea construcţiei în unele cazuri.

Se menţionează, de asemenea, că vaporizatoarele peliculare nu se pot folosi pentru soluţiile care cristalizează.

• Vaporizatoare încălzite direct cu gaze de ardere

Concentrarea soluţiilor cu agresivitate chimică mare (de exemplu, soluţiile de H2SO4, HCl, H3PO4 etc.) se face în vaporizatoare fără suprafeţe de transfer termic, în care soluţia este încălzită prin contactul direct cu gazele de ardere. Gazele de ardere pot fi produse prin arderea combustibilului într-o cameră de ardere separată de corpul vaporizatorului în care se află soluţia (vaporizatoare cu cameră de ardere separată) sau în arzătoare scufundate în soluţia care se află în corpul aparatului (vaporizatoare cu arzător scufundat). Prin barbotarea gazelor de ardere în soluţie, suprafaţa de contact dintre cele două fluide (gaze de ardere şi soluţie) este mare şi, ca urmare, transferul termic şi masic este intens. Din vaporizator iese soluţia concentrată şi amestecul vapori-gaze, care este trimis într-un condensator. În condensator vaporii solventului se condensează, gazele fiind evacuate apoi în atmosferă. Figura 4.24. prezintă, ca exemplu, un vaporizator cu arzător scufundat.

Instalaţii şi echipamente termice din contururile industriale

109

Fig. 4.24. Vaporizator cu arzător scufundat

1 – corp vaporizator; 2 – arzător; 3 – conductă de deversare; 4 – separator; 5 – distribuitor cu sită; 6 – intrarea gazului natural; 7 – intrarea aerului; 8 – intrarea soluţiei diluate; 9 – ieşirea soluţiei concentrate; 10 – ieşirea amestecului de vapori şi gaze de ardere.

Corpurile vaporizatoarelor încălzite direct cu gaze de ardere se confecţionează, de obicei, din oţel-carbon şi se plachează la interior cu materiale rezistente la acţiunea agresivă a soluţiei concentrate. Arzătoarele care se imersează în soluţie se execută din materiale rezistente atât la acţiunea agresivă a soluţiei, cât şi la temperaturi mari.

Avantajele vaporizatoarelor cu arzător scufundat sunt: simplitatea constructivă, absenţa suprafeţei de transfer termic, intensitatea mare a transferului termic şi rezistenţa la agresiunea chimică a soluţiilor. Dezavantajul principal al acestor aparate este reprezentat de necesitatea unui control strict al funcţionării pentru prevenirea exploziilor amestecurilor de gaze şi de aer.

4.3. INSTALAŢII DE USCARE

Majoritatea materialelor, naturale sau rezultate în urma unui proces de fabricaţie, conţin apă. Datorită condiţiilor impuse materialelor pentru utilizare, prelucrare, transport sau depozitare, este necesară micşorarea umidităţii acestora.

Îndepărtarea umidităţii din materiale se poate face prin procedee mecanice, chimice sau prin uscare. Separarea umidităţii pe cale mecanică se face în prese, centrifuge sau vacuumfiltre. Pentru îndepărtarea chimică a umidităţii se folosesc substanţe absorbante de umiditate. Uscarea reprezintă procedeul de eliminare a umidităţii (apei) prin evaporarea acesteia, ca urmare a încălzirii materialului, şi îndepărtarea vaporilor formaţi, prin preluarea acestora de un agent de uscare.

Uscarea se poate face natural sau artificial. Uscarea naturală a materialelor se face prin depozitarea acestora în spaţii special amenajate, în care agentul de uscare (aerul) nu este încălzit şi circulă natural peste material.


Uscarea artificială se realizează în instalaţii de uscare, denumite şi uscătoare. De obicei, încălzirea materialului în uscătoare, pentru evaporarea umidităţii acestuia, se face prin: convecţie (transfer termic convectiv de la un agent de încălzire), conducţie (transfer termic conductiv de la o suprafaţă încălzită de un agent termic) sau radiaţie (transfer termic radiativ de la o sursă de radiaţii infraroşii). În unele instalaţii, însă, încălzirea materialului se face prin generarea energiei termice în interiorul acestuia.

Agentul de uscare, care este vehiculat prin uscător cu ajutorul ventilatoarelor sau al instalaţiilor de tiraj, este, de obicei, aer sau amestec de gaze de ardere cu aer. Dacă încălzirea se face prin convecţie, agentul de uscare are rol şi de agent de încălzire, aerul fiind încălzit înainte de introducerea lui în camera de lucru a uscătorului.

În studiul proceselor de uscare, umiditatea materialului este caracterizată prin umiditatea absolută, u, sau umiditatea relativă, . Umiditatea absolută este raportul dintre masa apei conţinută în material, Ma [kg], şi masa materialului complet uscat, Mus [kg], iar umiditatea relativă este raportul dintre masa apei conţinută în material Ma şi masa totală a materialului,

ru

aus MMM += . Atât umiditatea absolută, cât şi cea relativă pot fi exprimate în kg umiditate/kg material uscat sau în %. Deci:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=

100%

kgkg

us

a

MM

u (4.42)

şi

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+

=100%

kgkg

aus

ar MM

Mu . (4.43)

Înlocuind în ec. (4.43.) usa MuM = [din ec. (4.42.)], se obţin, după efectuarea calculelor algebrice, relaţiile de transformare:

u

uur +=

1; (4.44)

r

r

uu

u−

=1

. (4.45)

4.3.1. Proprietăţile aerului umed şi ale amestecurilor de aer şi gaze de ardere

Aerul umed reprezintă un amestec de aer uscat şi vapori de apă. Cum aerul umed folosit în instalaţiile de uscare are o presiune relativ mică (apropiată de cea atmosferică), aerul uscat precum şi vaporii de apă din aerul umed pot fi consideraţi, cu o aproximaţie suficientă pentru calcule inginereşti, gaze perfecte.


Notând presiunea parţială a aerului uscat cu pa [N/m2], pe cea a vaporilor de apă cu pv [N/m2], iar presiunea totală a amestecului, adică a aerului umed, cu p [N/m2], pe baza legii lui Dalton rezultă:

p = pa + pv [N/m2]. (4.46)

Presiunea parţială a vaporilor de apă este cu atât mai mare, cu cât este mai mare cantitatea de vapori în aerul umed. Ea nu poate depăşi însă presiunea de saturaţie, psat, corespunzătoare temperaturii aerului umed, adică

satv pp ≤ . (4.47)

Presiunea parţială maximă psat a vaporilor de apă conţinuţi în aerul umed este determinată numai de temperatura amestecului; ea este independentă de presiunea p a amestecului. Aerul umed în care satv pp = se numeşte aer umed saturat, iar aerul umed în care aer umed nesaturat; vaporii de apă conţinuţi în aerul umed nesaturat sunt vapori supraîncălziţi.

satv pp <

Răcirea izobară a aerului umed nesaturat poate conduce la atingerea stării de saturaţie. Temperatura la care presiunea parţială a vaporilor pv devine egală cu presiunea de saturaţie psat se numeşte temperatură de rouă (sau temperatura punctului de rouă). Răcirea izobară ulterioară a aerului (sub temperatura de rouă) conduce la condensarea unei părţi din vapori, astfel încât presiunea parţială a vaporilor se va micşora.

Conţinutul de umiditate, x, reprezintă raportul dintre masa vaporilor de apă mv [kg] şi masa aerului uscat ma [kg] dintr-un volum V [m3] de aer umed sau, altfel spus, cantitatea de apă din volumul de aer umed considerat asociată unui kilogram de aer uscat:

a

v

mm

x = [kg umiditate/kg aer uscat]. (4.48)

Folosind ecuaţia de stare pentru vaporii de apă şi aerul uscat,

TRmVp vvv = (4.49)

şi

TRmVp aaa = , (4.50)

unde Rv este constanta specifică a vaporilor de apă [Rv = 461,5 J/(kg⋅K)], Ra reprezintă constanta specifică a aerului uscat [Ra = 287 J/(kg⋅K)], iar T [K] este temperatura, conţinutul de umiditate x devine:

a

v

v

a

pp

RR

x = [kg umiditate/kg aer uscat]. (4.51)

Înlocuind în ec. (4.51.) valorile constantelor Ra şi Rv şi pa = p – pv, se obţine


v

v

ppp

x−

= 622,0 [kg umiditate/kg aer uscat], (4.52)

din care rezultă presiunea parţială a vaporilor în forma:

x

xppv +=

622,0 [N/m2]. (4.53)

Deoarece valoarea presiunii parţiale a vaporilor pv poate varia între zero (pentru aer uscat) şi p (pentru vaporii de apă puri), din ec. (4.52) se observă că x variază între zero (aer uscat) şi infinit (vapori de apă puri a căror temperatură este egală sau mai mare ca temperatura de saturaţie, la o presiune dată).

Conţinutul de umiditate maxim pentru o temperatură T şi o presiune p ale aerului umed date poate fi calculat înlocuind presiunea parţială a vaporilor pv cu valoarea ei maximă, adică cu presiunea de saturaţie psat la temperatura T; astfel:

sat

satsat pp

pxx

−== 622,0max (4.54)

Deci, conţinutul de umiditate maxim depinde de presiunea aerului umed p şi de temperatura aerului umed T, valoarea lui psat fiind determinată univoc de T. Deoarece psat creşte odată cu mărirea temperaturii, la p = const., xmax este cu atât mai mare cu cât este mai mare temperatura aerului. La limită, când psat = p, xmax = xsat devine infinit.

Cantitatea de vapori conţinută în unitatea de volum de aer umed este denumită umiditate absolută; ea reprezintă densitatea vaporilor de apă din aerul umed,

Vmv

v =ρ [kg/m3], (4.55)

care, folosind ecuaţia de stare pentru vaporii de apă [ec.(4.49)], se poate scrie şi ca:

TR

p

v

vv =ρ [kg/m3]. (4.56)

Starea de saturaţie a aerului umed, realizată prin introducerea treptată a vaporilor de apă în aer sau scăderea temperaturii, este caracterizată prin valoarea maximă a densităţii vaporilor (umidităţii absolute), obţinută din relaţia:

TR

p

v

satsat =ρ [kg/m3]. (4.57)

Uneori, prin umiditate absolută se înţelege presiunea parţială a vaporilor de apă în aerul umed pv, exprimată de obicei în milimetri coloană de mercur (1mm Hg = 133,322 N/m2). Presiunea parţială a vaporilor de apă în aerul umed pv, exprimată în milimetri coloană de mercur, şi cantitatea de vapori conţinuţi într-un metru cub de aer umed, exprimată în grame, sunt numeric egale.


Raportul dintre umiditatea absolută a aerului umed ρv şi valoarea ei maximă, corespunzătoare stării de saturaţie, ρsat se numeşte umiditate relativă şi se notează cu ϕ:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡−≅

ρρ

=ϕ100%][

sat

v

sat

v

pp

. (4.58)

Egalitatea rapoartelor din ec. (4.58.) este justificată de ecuaţia de stare pentru vapori; umiditatea relativă ϕ este numai aproximativ egală cu pv/psat deoarece aerul umed a fost aproximat cu un gaz ideal şi, în mod riguros, Rv este dependentă de temperatură. Deoarece satv pp ≤≤0 , rezultă că 10 ≤ϕ≤ . Pentru aerul uscat ϕ = 0 (sau 0%), iar pentru aerul umed saturat ϕ = 1 (sau 100 %).

Combinând ec. (4.52) şi (4.58), conţinutul de umiditate se poate scrie în forma

sat

sat

ppp

xϕ−

ϕ= 622,0 [kg umiditate/kg aer uscat], (4.59)

iar umiditatea relativă ca

satsat pxp

px+

=ϕ622,0

. (4.60)

Relaţia (4.59.) arată că dacă x este menţinut constant dar temperatura aerului creşte, ϕ se micşorează deoarece psat creşte cu temperatura.

Densitatea aerului umed se poate calcula uşor pornind de la definiţia ei:

V

mm va +=ρ [kg/m3]. (4.61)

Se înlocuiesc ma şi mv cu expresiile lor obţinute din ec. (4.49) şi (4.50) şi apoi, în expresia rezultată, se introduc valorile constantelor Ra şi Rv, se face înlocuirea pa = p – pv şi se efectuează calculele. Se obţine astfel expresia:

( )T

pp v

31031,148,3−

−=ρ [kg/m3]. (4.62)

Relaţia (4.62.) arată că densitatea aerului umed este cu atât mai mică cu cât este mai mare umiditatea lui , adică cu cât este mai mare presiunea parţială a vaporilor din aer.

Entalpia aerului umed reprezintă suma dintre entalpia aerului uscat şi entalpia vaporilor de apă. Deoarece în procesele de uscare se modifică numai cantitatea de vapori din aerul umed, cantitatea de aer uscat rămânând aceeaşi, este potrivită raportarea entalpiei aerului umed la masa aerului uscat. Astfel, entalpia a (1+x) kg de aer umed (asociate unui kilogram de aer uscat) este:

va hxhh += [J/kg aer uscat], (4.63)


în care ha [J/kg aer uscat] şi hv [J/kg umiditate] sunt, respectiv, entalpia aerului uscat şi entalpia vaporilor.

Deoarece se obişnuieşte să se calculeze entalpia apei începând cu 0°C, entalpia aerului uscat, cel de-al doilea component al amestecului aer umed, se va calcula tot începând cu 0°C [Deoarece s-a convenit ca energia internă a apei la punctul triplu să fie egală cu zero, entalpia apei la temperatura de 0°C este de – 0,0416 kJ/kg şi, ca urmare, pentru calculele inginereşti ale aerului umed se poate admite că entalpia apei este egală cu zero la 0°C, adică ea se calculează începând cu 0°C.]. Cu această precizare, entalpia aerului uscat şi entalpia vaporilor au, respectiv, următoarele relaţii de calcul:

ha = cpat [J/kg]; (4.64)

hv = r + cpvt [J/kg]. (4.65)

În relaţiile (4.64) şi (4.65) s-au folosit notaţiile: t [°C] – temperatura aerului umed; r [J/kg] – căldura latentă de vaporizare a apei la 0°C (r = 2500 kJ/kg); cpa [J/(kg⋅K)] – căldura specifică a aerului uscat; cpv [J/(kg⋅K)] – căldura specifică a vaporilor de apă. Pentru intervalul de temperaturi uzual în instalaţiile de uscare, cpa şi cpv se pot considerate constante, având valorile: cpa = 1,006 kJ/(kg⋅K); cpv = 1,863 kJ/(kg⋅K). Deci, entalpia a (1+x) kg de aer umed [ec. (4.63)] se poate scrie în forma:

h = 1,006 t + x(2500 + 1,863 t) [kJ/kg aer uscat]. (4.66)

Reprezentarea transformărilor de stare ale aerului umed se face într-o diagramă cu axe oblice, construită pentru p = const., care are în abscisă conţinutul de umiditate x, iar în ordonată entalpia h (fig.4.25). Pentru aplicaţii inginereşti, o modificare a presiunii totale p cu 20 mbar nu determină o schimbare importantă a parametrilor aerului umed.

±

Starea aerului umed în diagrama h–x este caracterizată prin patru parametri: t, x, ϕ şi h. Pentru precizarea stării aerului umed trebuie să se cunoască doi parametri. Folosind aceşti parametri se pot determina ceilalţi din diagramă (sau cu ajutorul relaţiilor de calcul prezentate anterior, care stau la baza construcţiei diagramei).

De asemenea, folosind diagrama h–x, se pot determina punctul de rouă şi temperatura termometrului umed. Temperatura punctului de rouă este determinată de izoterma care trece prin punctul de intersecţie a liniei x = const. cu ϕ = 100 %. Temperatura termometrului umed, tum, sau limita de răcire a corpurilor umede se realizează în condiţiile unei evaporări adiabate, numai datorită răcirii aerului. În acest caz, temperatura materialului supus uscării se va micşora până la saturarea completă a aerului, temperatura termometrului umed putând fi determinată în diagrama h–x la intersecţia liniei de entalpie constantă a aerului cu ϕ = 100 %.

În fig. 4.25. sunt reprezentate, pentru exemplificarea folosirii diagramei h–x, câteva transformări ale aerului umed. Se consideră aerul umed cu temperatura t1 şi umiditatea relativă ϕ1 (punctul 1 din fig. 4.25.). Din diagramă se pot determina


conţinutul de umiditate şi entalpia corespunzătoare stării aerului umed din punctul 1: x1 şi, respectiv, h1.

Transformarea 1–2 reprezintă procesul de încălzire a aerului până la temperatura t2, cu menţinerea constantă a conţinutului de umiditate (x2 = x1). În urma acestei transformări, umiditatea relativă scade (ϕ2 < ϕ1) şi entalpia creşte (h2 > h1).

Transformarea 1–3 corespunde răcirii aerului umed cu starea corespunzătoare punctului 1 până la atingerea stării de saturaţie; la sfârşitul acestui proces, în care x = const., temperatura aerului (t3) este temperatura de rouă. Dacă răcirea se continuă până la temperatura t4, aerul îşi menţine starea de saturaţie (ϕ3 = ϕ4 = 100 %), dar îşi micşorează conţinutul de umiditate (la x4), deoarece o parte din vapori condensează.

Fig. 4.25. Reprezentarea transformărilor aerului umed în diagrama h–x.

Procesul de umidificare a aerului reprezentat în fig.4.25. prin segmentul de dreaptă 25 se desfăşoară la entalpie constantă. În timp ce temperatura aerului scade, conţinutul de umiditate creşte; entalpia aerului rămâne constantă deoarece căldura preluată din aer pentru evaporare se regăseşte în acesta prin conţinutul de căldură al vaporilor formaţi.

După cum s-a menţionat în anterior, unele instalaţii de uscare folosesc ca agent de încălzire şi uscare amestec de gaze de ardere şi aer, ventilatorul instalaţiei aspirând

1

h2=h5

h

ϕ2

ϕ = 1

t4

t3

t2

00%

t1

t5

ϕ1

h1

h3

3

2

5

4

x4 x1= x2=x3 x5 x


gaze de ardere din focarul instalaţiei concomitent cu un debit de aer din atmosferă; excesul de aer, λ, în amestecul rezultat atinge valori de ordinul de mărime 20–30. Datorită acestor valori mari ale excesului de aer, proprietăţile amestecului de aer şi gaze de ardere sunt foarte apropiate de cele ale aerului umed, astfel încât calculul termic al uscătorului se poate face cu ajutorul diagramei h–x a aerului umed.

Valoarea coeficientului de exces de aer λ necesar pentru atingerea unei temperaturi impuse, t, a amestecului de gaze de ardere şi aer la intrarea în camera de uscare se determină din ecuaţia de bilanţ termic

vOHpggufiaaumc hVtcVQhVh2

+ η = ++ , (4.67)

în care: hc este entalpia combustibilului; ha – entalpia aerului atmosferic; hv – entalpia vaporilor de apă la temperatura t; cpg – căldura specifică a gazelor de ardere anhidre la temperatura t; Qi – puterea calorică inferioară a combustibilului; ηf – randamentul arderii în focar; Vaum = f(λ) – volumul real de aer umed; Vgu = f(λ) – volumul real de gaze de ardere anhidre; = f(λ) – volumul real al vaporilor de apă. În ec. (4.67.) Vaum = f(λ), Vgu = f(λ) şi = f(λ) se înlocuiesc cu expresiile lor prezentate în cap.3.

OHV2

HV2O

În funcţie de λ, se stabileşte conţinutul de umiditate al gazelor de ardere (amestec gaze de ardere-aer) la intrarea în camera de uscare:

gu

OH

VV

x 2= [kg umiditate/kg gaze uscate]. (4.68)

4.3.2. Tipuri constructive de instalaţii de uscare

În industrie se utilizează o mare diversitate de tipuri de instalaţii de uscare. Principalele caracteristici generale ale instalaţiilor de uscare sunt: regimul de funcţionare, modul de încălzire a materialului, natura agentului de uscare, circulaţia agentului de uscare, structura materialului şi forma constructivă a instalaţiei.

În continuare se prezintă tipuri reprezentative de uscătoare, grupate după modul preponderent de încălzire a materialului. Se menţionează că în multe instalaţii încălzirea materialului se face în mai multe moduri, de exemplu, prin conducţie şi convecţie sau prin radiaţie şi convecţie.

INSTALAŢII DE USCARE CU ÎNCĂLZIREA MATERIALULUI PRIN CONVECŢIE (USCATOARE CONVECTIVE)

Uscătoarele convective sunt cele mai răspândite tipuri de instalaţii de uscare din industrie. După cum s-a menţionat anterior, în aceste instalaţii, materialul primeşte căldura necesară procesului de uscare de la agentul de uscare (cel mai adesea, aer cald) prin convecţie.

• Uscătoare de tip cameră

Uscătorul de tip cameră (cameră de uscare) este o încăpere paralelipipedică, în interiorul căreia materialul (care rămâne în repaos în timpul uscării) este aşezat pe


vagonete, rafturi sau alte dispozitive. Agentul de uscare circulă peste material natural sau forţat. Funcţionarea instalaţiei este periodică. În fig. 4.26. este prezentată o cameră de uscare cu circulaţie forţată a agentului de uscare (aer).

Fig. 4.26. Uscător de tip cameră

1 – ventilator; 2 – baterie de încălzire (aerotermă); 3 – clapetă de reglare; 4 – raft; 5 – material.

Pentru realizarea unei uscări uniforme, într-un timp cât mai scurt, aşezarea materialului în uscător trebuie să asigure o arie cât mai mare a suprafeţei de contact agent de uscare-material. În acelaşi scop, în unele instalaţii se schimbă sensul circulaţiei aerului în cameră de mai multe ori în timpul procesului de uscare.

Fiind instalaţii cu funcţionare periodică, uscătoarele de tip cameră sunt caracterizate prin pierderi suplimentare de căldură în timpul încărcării şi descărcării materialului. Utilizarea acestor instalaţii se recomandă când durata procesului de uscare este mare sau în cazul uscării unor cantităţi mici de material. Ele se pot folosi pentru uscarea: lemnului, plăcilor izolante, materialelor fibroase etc.

• Uscătoare de tip tunel

Unul dintre cele mai utilizate uscătoare convective cu funcţionare continuă este uscătorul de tip tunel, în care materialul se deplasează, aşezat în vagonete sau pe un transportor, printr-un canal (cameră) de lungime mare (cca. 30 – 50 m). Agentul de uscare poate fi recirculat parţial pentru mărirea vitezei de uscare. De obicei, viteza agentului de uscare este de 2 – 3 m/s, iar viteza materialului de 3 – 50 mm/s. În fig. 4.27. sunt prezentate schematic două uscătoare de tip tunel cu recircularea parţială a aerului.

• Uscătoare cu benzi transportoare

În uscătoarele cu benzi, materialul este purtat continuu, în strat subţire, de una sau mai multe benzi transportoare. Agentul de uscare circulă peste material sau prin material (străbate banda transportoare şi stratul de material), atunci când structura


materialului şi construcţia benzii permite acest tip de circulaţie. Faţă de uscarea la circulaţia agentului de uscare peste material, uscarea la circulaţia agentului de uscare prin material este mai intensă, având o durată mai mică, deoarece aria suprafeţei de contact material-agent de uscare, în acest caz, este mai mare.

Fig. 4.27. Uscător de tip tunel cu recirculare parţială: a. materialul şi agentul de

uscare (aer) circulă în contracurent; b. materialul şi agentul de uscare (aer) circulă în echicurent.

1 – intrarea materialului; 2 – ieşirea materialului; 3 – intrarea aerului proaspăt; 4 – ieşirea aerului; 5 – aparat de încălzire; 6 – suflantă; 7 – vagonete cu material.

Fig. 4.28. Uscător cu benzi

1–benzi transportoare; 2–pâlnie de alimentare cu dozator; 3–tamburi pentru antrenarea benzilor; 4–role pentru susţinerea benzilor; 5–şicane pentru dirijarea circulaţiei aerului; 6–baterie de încălzire; 7–transportor pentru materialul uscat.

Uscătoarele cu benzi se folosesc pentru uscarea mai multor tipuri de materiale sau produse ca, de exemplu, materiale granulare, legume, fructe, lână, bumbac, celuloză etc. Agentul de uscare folosit este aer cu temperaturi cuprinse în intervalul 60 – 170°C sau, uneori, un amestec de aer şi gaze de ardere.


Figura 4.28. ilustrează un uscător cu patru benzi transportoare. Materialul circulă în contracurent cu aerul încălzit. Viteza benzilor este de 0,3 – 0,5 m/min, iar viteza aerului de 2 – 3 m/s.

• Uscătoare de tip tambur rotativ

Amestecarea materialului măreşte eficienţa procesului de uscare prin reînoirea continuă a suprafeţei materialului în contact cu agentul de uscare. Unul dintre uscătoarele, frecvent utilizate, în care materialul este amestecat continuu este uscătorul de tip tambur rotativ.

Uscătoarele de tip tambur rotativ sunt instalaţii cu funcţionare continuă. Ele se utilizează pentru uscarea materialelor pulverulente sau în bucăţi ca, de exemplu, nisip, cărbune, argilă, minereuri etc.

Elementul principal al uscătorului de tip tambur rotativ (fig. 4.29.) este un cilindru (tambur) înclinat faţă de orizontală, de obicei, cu un unghi de până la 8°, care se roteşte continuu în jurul axei sale cu 1 – 8 rot/min. Materialul introdus pe la un capătul superior al cilindrului se deplasează datorită înclinării şi rotirii cilindrului, amestecându-se continuu şi intrând în contact cu agentul de uscare (aer cald sau gaze de ardere). Tamburul este prevăzut la interior cu un sistem de şicane (fig. 4.30.) pentru amestecarea şi repartiţia cât mai uniformă a materialului în secţiunea cilindrului. Se observă că uscătorul din fig. 4.30. are pale de ridicat, dispuse pe suprafaţa interioară a tamburului. În timpul unei rotaţii a tamburului, palele ridică materialul şi apoi îl lasă să cadă „în ploaie“ în curentul de aer.

Sistemul de şicane din interiorul tamburului se alege în funcţie de caracteristicile materialului supus uscării; de exemplu, pentru materialele în bucăţi de dimensiuni mari, se utilizează sistemul cu pale de ridicat, iar pentru cele cu masă specifică mare sistemul cu sectoare. În funcţie de sistemul de şicane, materialul poate umple până la 20% din volumul tamburului.

Fig. 4.29. Uscător convectiv de tip tambur rotativ: a. ansamblul instalaţiei; b. secţiune

prin tambur

1 – tambur; 2 – ventilator; 3 – bandaje; 4 – role de sprijin; 5 – angrenaj; 6 – electromotor; 7 – reductor de turaţie.


Fig. 4.30. Exemple de sisteme de şicane ale uscătoarelor de tip tambur rotativ: a– cu pale de

ridicat; b– cu sectoare; c– cu celule.

• Uscătoare de tip turn

În categoria uscătoarelor convective cu funcţionare continuă se încadrează şi uscătoarele de tip turn, utilizate pentru uscarea cerealelor, legumelor, argilei, cărbunelui etc. Elementul principal al instalaţiei este un turn în care materialul se deplasează sub acţiunea forţei gravitaţionale, intrând în contact cu agentul de uscare, care circulă prin turn. Deplasarea materialului poate fi încetinită de un sistem de şicane prevăzut în interiorul turnului.

• Uscătoare cu strat fluidizat

În uscătoarele cu strat fluidizat, agentul de uscare traversează stratul de material granular cu o viteză care determină mişcarea continuă a particulelor de material şi suspendarea lor parţială în curentul de agent de uscare.

Principalele avantaje ale uscătoarelor cu strat fluidizat sunt determinate de intensitatea ridicată a procesului de uscare. Aceasta se explică atât prin aria mare a suprafeţei de contact material-agent de uscare, cât şi prin intensificarea proceselor de transfer termic şi masic în material şi între material şi agentul de uscare (procesele de transfer la suprafaţa materialului se desfăşoară la viteze mari ale agentului de uscare, iar procesele de conducţie şi migrare a umidităţii prin material se desfăşoară pe distanţe mici, deoarece particulele de material au dimensiuni mici). Intensitatea ridicată a procesului de uscare conduce la o durată de uscare redusă (de ordinul minutelor) şi, de asemenea, la un consum redus de căldură şi la o construcţie de dimensiuni mici, compactă a uscătorului. Durata redusă a procesului de uscare face posibilă utilizarea acestor uscătoare în cazul materialelor termosensibile, care nu suportă temperaturi ridicate perioade de timp mari.

Dezavantajul uscătoarelor cu strat fluidizat este reprezentat de consumul mare de energie pentru vehicularea agentului de uscare prin stratul de material. Uscătoarele cu strat fluidizat se folosesc pentru uscarea nisipului cerealelor, produselor chimice sub formă de granule etc.

Din punct de vedere constructiv, uscătoarele cu strat fluidizat sunt cu grilă, cu bandă rulantă, rotative sau cu şnec. Cele mai răspândite sunt cele cu grilă (fig. 4.31. şi 4.32.), în care stratul de material fluidizat se formează pe grila de distribuţie a agentului de uscare. Pentru o agitare sporită a materialului, unele uscătoare sunt prevăzute cu mecanisme speciale care asigură vibrarea mecanică a grilei de fluidizare.


În uscătoarele cu bandă rulantă, materialul se încarcă pe o bandă rulantă de tip reţea, sub care se introduce agentul de uscare. Uscătoarele rotative au rotoare cu palete, care permit realizarea stratului fluidizat şi secţionarea acestuia. În uscătoarele cu şnec, stratul fluidizat se formează în canale cu plase, în care materialul este transportat şi totodată amestecat cu un transportor cu şurub elicoidal.

Dacă viteza minimă de fluidizare a materialului este redusă, viteza agentului de uscare trebuie să fie redusă corespunzător, pentru evitarea antrenării materialului. Ca urmare, debitul agentului de uscare este redus şi energia termică introdusă în uscător cu agentul de uscare nu este suficientă pentru încălzirea materialului şi vaporizarea umidităţii acestuia. În această situaţie se folosesc uscătoarele în care se face o încălzire suplimentară a agentului de uscare. Acestea au, imersate în stratul fluidizat, schimbătoare de căldură cu suprafeţe extinse încălzite cu un agent termic.

Datorită avantajelor lor, uscătoarele cu strat fluidizat sunt preferate în multe procese de uscare. Există însă şi cazuri în care alegerea unui uscător cu strat fluidizat se dovedeşte neraţională. De exemplu, când materialul supus uscării este alcătuit din particule de dimensiuni mari, cu masă specifică mare şi umiditate redusă. În acest caz, pe de o parte, consumul de energie pentru formarea şi menţinerea stratului fluidizat este mare şi, pe de altă parte, intensitatea procesului de uscare este redusă, procesele de conducţie termică şi migrare a umidităţii prin material având o intensitate redusă, datorită dimensiunilor mari ale particulelor de material şi a umidităţii mici a acestora. În acest caz, este recomandată folosirea unui alt tip de uscător; de exemplu, un uscător de tip tambur.

Fig. 4.31. Schema unui uscător cu strat fluidizat

1 – grilă; 2 – hotă; 3 – baterie de încălzire; 4 – ventilator; 5 – jaluzele; 6 – ciclon pentru recuperarea materialului antrenat; 7 – exhaustor.


Fig. 4.32. Vedere de ansamblu a unui uscător cu strat fluidizat

• Uscătoare pneumatice

Uscătoarele pneumatice au ca element constitutiv principal o coloană (tub) vertical în care materialul pulverulent este dispersat într-un curent de gaz cald (agentul de uscare), fiind antrenat de acesta (viteza agentului de uscare este mai mare decât viteza de plutire a particulelor de material). În timpul circulaţiei amestecului bifazic gaz-material prin coloană, materialul este uscat. Timpul de uscare în aceste instalaţii este de ordinul secundelor.

Fig. 4.33. Schema unui uscător pneumatic cu trei coloane

1 – coloană; 2 – baterie de încălzire; 3 – ciclon separator; 4 – ventilator (pentru introducerea aerului); 5 – exhaustor (pentru evacuarea aerului).


Uscătoarele pneumatice au, în general, aceleaşi avantaje şi dezavantaje ca şi uscătoarele cu strat fluidizat. Uscătoarele pneumatice sunt, însă, economice pentru materiale cu granulaţie fină. Pe măsură ce dimensiunile particulelor de material cresc, viteza de plutire creşte, ceea ce determină mărirea consumului de energie pentru vehicularea amestecului bifazic gaz-material. Totodată, cu cât dimensiunile particulelor de material sunt mai mari, intensitatea transferului termic şi masic între agentul de uscare şi materialul solid scade; ca urmare, timpul necesar uscării creşte şi deci lungimea coloanei de uscare trebuie să fie mai mare.

Uscătoarele pneumatice pot fi cu funcţionare continuă sau discontinuă, cu una sau mai multe coloane înseriate. Materialul şi agentul de uscare parcurg instalaţia într-o singură trecere sau pot fi recirculate. Figura 4.33. prezintă schema unui uscător pneumatic cu trei coloane.

• Uscătoare cu pulverizare

Uscarea prin pulverizare se foloseşte pentru uscarea materialelor care în stare umedă sunt în fază lichidă (soluţii, suspensii, paste subţiri) ca, de exemplu, suspensii de argilă, mase ceramice, coloranţi minerali, detergenţi, lapte de drojdie, lapte, produse farmaceutice etc. Agentul de uscare folosit este aerul cald sau amestecul aer-gaze de ardere.

Instalaţia de uscare prin pulverizare are ca principale elemente constitutive: camera de uscare, instalaţia pentru încălzirea aerului sau producerea gazelor de ardere şi instalaţia pentru reţinerea şi recuperarea produsului antrenat, sub formă de praf, de agentul de uscare. Camera de uscare este, de obicei, de forma unui cilindru vertical cu diametrul aproximativ egal cu înălţimea, prevăzut cu: dispozitivele pentru pulverizarea materialului, racordul sau sistemul pentru evacuarea materialului uscat şi racordurile pentru admisia şi evacuarea agentului de uscare.

În camera de uscare, materialul umed transformat prin pulverizare într-o ceaţă alcătuită din particule cu dimensiuni cuprinse în intervalul 2 – 500 μm, intră în contact cu agentul de uscare; în urma acestui contact, umiditatea din picături se evaporă şi este preluată de agentul de uscare; particulele de material uscat de dimensiuni mari cad sub acţiunea forţei gravitaţionale, colectându-se la partea inferioară a camerei de uscare, iar cele de dimensiuni mici sunt antrenate de agentul de uscare şi reţinute în instalaţia pentru reţinerea şi recuperarea produsului antrenat.

Pulverizarea materialului se face în dispozitive centrifuge, mecanice sau pneumatice. Pulverizarea centrifugă se realizează cu ajutorul unor discuri cu diametre de 30 – 350 mm, de forme speciale (prevăzute, de exemplu, cu canale radiale de secţiune rectangulară), care se rotesc cu turaţii mari. Pulverizarea mecanică sau sub presiune se obţine cu ajutorul duzelor de pulverizare în care lichidul este introdus la o presiune de 30 – 700 bar. Pentru pulverizarea pneumatică se folosesc duze în care lichidul este împins cu ajutorul aerului comprimat cu o presiune de 3 – 7 bar. Din punctul de vedere al consumului de energie, pulverizarea mecanică necesită cel mai mic consum de energie, iar pulverizarea pneumatică cel mai mare consum de energie.


Figura 4.34. prezintă schema unui uscător cu pulverizare centrifugală. În camera de uscare 3 intră aerul încălzit în bateria de încălzire 4 şi materialul umed, care este pulverizat de discul 2. Particulele de material uscat de dimensiuni mari sunt evacuate de transportorul 5, iar aerul care iese din camera de uscare este evacuat din instalaţie cu ventilatorul 6, după ce în prealabil trece prin filtrul 7, unde sunt reţinute particulele fine de material.

Fig. 4.34. Schema unui uscător cu pulverizare centrifugală

1 – conductă de alimentare cu material umed; 2 – disc de pulverizare; 3 – cameră de uscare; 4 – baterie de încălzire; 5 – transportor; 6 – ventilator; 7 – filtru cu saci.

Datorită ariei mari a suprafeţei de contact material-agent de uscare, a dimensiunilor mici ale particulelor de material şi a reînoirii continue a filmului de gaz ce îmbracă particula de material, care se deplasează cu o viteză relativă faţă de agentul de uscare, durata procesului de uscare prin pulverizare este mică (de ordinul secundelor).

Temperatura materialului în uscătorul cu pulverizare are valori moderate (nu depăşeşte cu mult temperatura termometrului umed corespunzătoare agentului de uscare). Aceasta se explică prin timpul redus în care materialul este în contact cu agentul de uscare, pe de o parte, şi prin micşorarea conductivităţii termice a materialului datorită uscării (prin eliminarea umidităţii, în particula de material rămân spaţii libere), pe de altă parte.

Din aceste considerente (rapiditatea uscării şi temperatura scăzută a materialului în timpul uscării), uscarea prin pulverizare este recomandată în cazul produselor termolabile. Dezavantajele uscătoarelor cu pulverizare sunt consumurile relativ mari de energie termică şi mecanică.

INSTALAŢII DE USCARE CU ÎNCĂLZIREA MATERIALULUI PRIN CONDUCŢIE (USCATOARE CONDUCTIVE)

În cazul uscării conductive (prin contact), căldura necesară procesului de uscare este transmisă materialului prin conducţie, de la o suprafaţă caldă cu care


materialul este în contact. Vaporii formaţi sunt preluaţi de agentul de uscare şi evacuaţi din instalaţie.

Uscătoarele conductive pot fi cu funcţionare continuă sau periodică, la presiune atmosferică sau sub vid. Suprafaţa care transmite căldură materialului poate fi încălzită cu abur, apă fierbinte, gaze de ardere sau cu ulei. În continuare, din categoria uscătoarelor conductive, se prezintă trei tipuri de instalaţii cu funcţionare continuă: uscătoarele cu valţuri, uscătoarele cu cilindri şi uscătoarele rotative tubulare.

• Uscătoare cu valţuri

Uscătoarele cu valţuri se folosesc pentru uscarea soluţiilor, suspensiilor şi pastelor, în industria chimică, alimentară, farmaceutică etc. De obicei, în aceste instalaţii se usucă materiale care rezistă (fară degradare) la temperaturi ridicate o perioadă de timp relativ scurtă.

Uscătoarele cu valţuri sunt alcătuite din unul sau două valţuri (tuburi cilindrice). Valţul este încălzit la interior, de obicei, cu abur şi se roteşte continuu în jurul axei sale. Materialul este preluat de suprafaţa valţului sub forma unei pelicule subţiri, care se usucă după aproximativ 3/4 dintr-o rotaţie a valţului. Substanţa uscată se desprinde de pe valţ cu dispozitive speciale de răzuire.

Figura 4.35. prezintă un uscător cu un valţ în care alimentarea valţului cu material se face prin intermediul a doi cilindri neîncălziţi, cu diametrul mult mai mic decât diametrul valţului uscător. Acest mod de alimentare asigură o concentraţie constantă a lichidului din cuvă; se utilizează la uscarea lichidelor omogene.

Fig. 4.35. Uscător cu un valţ pentru lichide omogene

1 – valţ; 2 – cilindri de alimentare; 3 – cuvă; 4 – alimentarea cu material; 5 – agitator; 6 – dispozitiv de răzuire; 7 – transportor cu şnec; 8 – evacuarea aerului.

În cazul uscătoarelor cu două valţuri, de obicei, materialul este introdus pe la partea superioară. Grosimea stratului de material de pe valţ poate fi stabilită prin reglarea distanţei dintre valţuri sau cu ajutorul limitatoarelor de strat. Un uscător cu două valţuri este prezentat în fig.4.36.


Fig. 4.36. Uscător cu două valţuri

1 – carcasă; 2 – valţuri; 3 – dispozitive de răzuire; 4 – material umed; 5 – intrare aer; 6 – evacuare aer; 7 – evacuare material.

• Uscătoare cu cilindri

Fig. 4.37. Schema unui uscător cu cilindri

1 – rulou de material umed; 2 – rulou de material uscat; 3 – cilindri de uscare (încălziţi); 4 – cilindri de răcire; 5 – role de ghidaj; 6 – hotă.

Uscătoarele cu cilindri se folosesc pentru uscarea materialelor sub formă de benzi ca, de exemplu, ţesături, hârtie, celuloză etc. Ele sunt alcătuite din unul sau mai mulţi cilindri încălziţi la interior cu abur care condensează, care se rotesc în jurul axei proprii. Materialul sub formă de bandă învăluie cilindrii, trecând de la unul la altul (fig. 4.37.). Umiditatea evaporată din material este preluată de aer; ventilarea cilindrilor se face natural sau artificial.

Uscătoarele cu cilindri necesită cheltuieli reduse de investiţie şi sunt uşor de întreţinut în exploatare. De asemenea, spaţiul ocupat de aceste instalaţii este redus.

• Uscătoare de tip tambur rotativ

Ca şi în cazul uscătorului convectiv de tip tambur rotativ, uscătorul conductiv de tip tambur rotativ are ca element constructiv principal un tambur (cilindru) rotativ uşor înclinat faţă de orizontală. Cilindrul, fie este amplasat într-o incintă prin care


circulă agentul de încălzire (fig. 4.38.), fie este prevăzut în interior cu unul sau mai multe tuburi (ţevi) încălzite la interior sau la exterior cu un agent termic. Materialul şi aerul care preia umiditatea circulă prin tambur, respectiv peste ţevile încălzite la interior sau prin ţevile încălzite la exterior. Ca agent de încălzire se foloseşte aburul sau gazele de ardere. Materialul primeşte căldură prin conducţie (şi radiaţie) de la suprafaţa caldă a tamburului sau a ţevilor.

Fig. 4.38. Uscător conductiv de tip tambur rotativ

1 – tambur; 2 – arzător.

INSTALAŢII DE USCARE CU ÎNCĂLZIREA MATERIALULUI PRIN RADIAŢIE (USCATOARE PRIN RADIAŢIE)

Instalaţiile de uscare prin radiaţie sunt uscătoarele în care încălzirea materialului (umed) se face prin absorbţia radiaţiilor infraroşii cu lungimi de undă cuprinse în intervalul 0,4 – 10 μm, produse de o sursă. Ca surse de radiaţii infraroşii (radianţi), se folosesc radianţi încălziţi electric şi radianţi încălziţi prin arderea unui gaz combustibil.

Instalaţiile de uscare prin radiaţie sunt de tip cameră sau de tip tunel, în care materialul este transportat cu dispozitive speciale (benzi, transportoare). Figura 4.39. prezintă un uscător cu lămpi pentru piese lăcuite.


Fig. 4.39. Uscător cu lămpi pentru piese lăcuite.

1 – baie de lăcuire; 2 – cilindru de lăcuire; 3 – transportor; 4 – lămpi de uscare; 5 – carcasa uscătorului; 6 – conductă de aspiraţie a aerului; 7 – izolaţie; 8 – roată de acţionare.

Avantajele principale ale uscării cu radiaţii infraroşii sunt: intensificarea procesului de vaporizare a umidităţii prin transmitera unor fluxuri termice unitare (raportate la unitatea ariei suprafeţei materialului) mari şi construcţia simplă a instalaţiei. Uscătoarele cu radiaţii se folosesc pentru uscarea suprafeţelor vopsite sau lăcuite, hârtiei, materialelor textile, produselor alimentare etc.

INSTALAŢII DE USCARE CU ÎNCĂLZIREA MATERIALULUI PRIN GENERAREA INTERNĂ A ENERGIEI

Generarea energiei necesare uscării în interiorul materialului este rezultatul frecării interne a moleculelor materialului datorată agitaţiei acestora, agitaţie care poate fi provocată mecanic (uscarea prin măcinarea materialului în instalaţii cu ciocane sau discuri) sau cu ajutorul unei surse de înaltă frecvenţă (uscarea dielectrică sau uscarea cu microunde). Avantajul principal al instalaţiilor de uscare cu generarea internă a energiei este încălzirea rapidă şi uniformă a materialului atât în interior, cât şi la suprafaţă. Aceasta favorizează migrarea umidităţii din interiorul materialului spre suprafaţa acestuia, prin creştera presiunii vaporilor conţinuţi în capilarele materialului, mărind astfel viteza procesului de uscare.

Instalaţiile de uscare bazate pe uscarea dielectrică sunt denumite uscătoare cu curenţi de înaltă frecvenţă. În aceste uscătoare materialul umed constituie dielectricul unui condensator, ale cărui armături sunt alimentate în curent alternativ de tensiune şi frecvenţă înaltă. Uscarea dielectrică se utilizează în cazul materialelor care se usucă greu prin alte procedee de uscare ca, de exemplu, grinzi din lemn de esenţe tari, piese ceramice cu grosimi mari, miezuri de turnătorie etc.

Un uscător cu curenţi de înaltă frecvenţă este alcătuit din generatorul de curent de înaltă frecvenţă şi camera de uscare în care sunt amplasaţi electrozii


condensatorului. Puterea generatorului, frecvenţa curentului şi forma camerei de uscare depind de tipul materialului uscat.

Dezavantajul principal al uscătoarelor cu curenţi de înaltă frecvenţă este costul ridicat al uscării, datorat consumului mare de energie electrică. Pentru micşorarea consumului de energie electrică, uscarea dielectrică se combină cu uscarea convectivă sau prin radiaţie. În fig. 4.40. este prezentată o instalaţie de uscare în care uscarea dielectrică (cu curenţi de înaltă frecvenţă) este combinată cu uscarea convectivă cu aer cald.

Fig. 4.40. Instalaţie de uscare cu curenţi de înaltă frecvenţă şi prin convecţie

1 – vagonet cu material; 2 – generator de înaltă frecvenţă; 3 – ventilator; 4 – baterii de încălzire; 5 – electrozi; 6 – motor; 7 – transformator.

4.4. INSTALATII CU CICLU INVERS

4.4.1. Instalatii frigorifice

Conform celui de-al doilea principiu al termodinamicii orice corp se poate răci pe cale naturală până la temperatura mediului ce îl înconjoară. Răcirea lui în continuare se poate realiza numai pe cale artificială.

Instalaţiile frigorifice se utilizează pentru scăderea şi menţinerea temperaturii unui corp sau sistem de corpuri sub temperatura mediului înconjurător. In procesul de răcire participă cel puţin două corpuri: corpul răcit şi corpul care realizează răcirea, numit agent frigorific.

Un agent (fluid) frigorific este o substanţă care evoluează în circuitul unei instalaţii frigorifice şi care, datorită unui proces endoterm, constând în schimbarea de fază a substanţei din starea lichidă în cea de vapori, într-un vaporizator, permite producerea frigului prin absorbţia de căldură. Aceasta căldură este evacuată în exteriorul instalaţiei printr-un proces exoterm, constând în schimbarea de fază inversă, din vapori în lichid, într-un condensator.


Agenţii frigorifici sunt substanţe omogene sau amestecuri de substanţe care preiau, în cursul ciclului frigorific, căldura de la mediul ce trebuie răcit şi o cedează la o temperatură mai ridicată unui altui mediu (în general mediul ambiant). Aceştia trebuie să îndeplinească o serie de cerinţe termodinamice, fizico-chimice, fiziologice, economice şi de protecţia mediului. Proprietăţile termodinamice trebuie să corespundă cerinţelor impuse de schema şi tipul instalaţiei frigorifice, precum şi de nivelul de temperatură al celor două surse de căldură, în special de cel al frigului produs.

Clasificarea instalaţiilor de producere a frigului artificial se face în general după următoarele criterii [1]:

- principiul de funcţionare;

- tipul ciclului frigorific;

- periodicitate.

După principiul de funcţionare instalaţiile frigorifice utilizate în industrie, comerţ sau aplicaţii casnice pot fi cu compresie mecanică de vapori, cu compresie de gaze, cu absorbţie (compresie termochimică), cu ejecţie sau termoelectrice. Mai există şi alte procedee de producere a frigului artificial (magnetocaloric, prin efect Ettinghaus, ş.a.) [1], care nu şi-au găsit încă o aplicaţie industrială.

Instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică utilizează proprietăţile elastice ale gazelor şi vaporilor ce se manifestă prin creşterea temperaturii lor în timpul comprimării şi scăderea temperaturii în procesul de destindere.

Instalaţiile cu absorbţie sau compresie termochimică au principiul de lucru bazat pe realizarea succesivă a reacţiilor termochimice de absorbţie a agentului de lucru de către un absorbant, după care urmează desorbţia agentului din absorbant. Procesele de absorbţie şi desorbţie joacă în acest caz rolul proceselor de aspiraţie (destindere) şi refulare (comprimare) executate de compresorul mecanic. Compresia termochimică se realizează prin utilizarea unui amestec binar, consumându-se energie termică.

Instalaţiile cu ejecţie utilizează energia cinetică a unui jet de vapori sau gaz. În funcţie de construcţia ajutajului şi de modul de desfăşurare a procesului, aceste instalaţii pot fi cu ejector sau turbionare.

Instalaţiile termoelectrice, care au la bază efectul Péltiér, permit obţinerea frigului artificial prin utilizarea directă a energiei electrice. Este cunoscut faptul că la trecerea curentului electric printr-un ansamblu format din două materiale diferite, se constată apariţia unei diferenţe de temperatură la cele două lipituri ale sistemului. Aplicarea pe scară largă a acestui efect a devenit posibilă odată cu dezvoltarea tehnicii semiconductoarelor.

După tipul ciclului frigorific instalaţiile frigorifice pot funcţiona în baza unui proces închis sau deschis.

În cazul primului proces agentul de lucru parcurge diferitele elemente componente într-un contur închis, temperatura sa variind între limitele impuse de cele două


surse de căldură. În această categorie se încadrează instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică de vapori, cu absorbţie, cu ejector, precum şi unele instalaţii cu compresie mecanică de gaze.

Instalaţiile care funcţionează pe baza unui proces deschis sunt caracterizate prin aceea că în timpul funcţionării agentul de lucru este total sau parţial extras din instalaţie. În locul agentului evacuat este introdusă o noua cantitate de agent proaspăt.

După periodicitate instalaţiile frigorifice pot fi cu funcţionare continuă, în regim staţionar sau cu funcţionare discontinuă, în regim nestaţionar.

INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRESIE MECANICA DE VAPORI

Instalaţiile frigorifice cu compresie mecanică de vapori se folosesc pentru obţinerea unor temperaturi, în general în intervalul -20…-90ºC. Acestea pot fi:

- cu compresie într-o singură treaptă;

- cu compresie în mai multe trepte;

- în cascadă.

Instalaţiile frigorifice într-o singură treaptă sunt utilizate pentru obţinerea unor temperaturi -20…-30ºC, cu tendinţa de a ajunge până la –60ºC prin perfecţionarea ciclului (subrăcire avansată înainte de laminare, supraîncălzirea vaporilor aspiraţi de compresor, folosirea unor agenţi frigorifici cu caracteristici superioare).

Realizarea unor nivele de frig tot mai coborâte în vaporizatorul instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori, în condiţiile în care temperatura de condensare rămâne constantă, implică mărirea continuă a raportului de compresie. Această mărire are efecte negative asupra funcţionării instalaţiei, datorită micşorării factorului de debit şi a randamentului indicat al compresorului şi măririi excesive a temperaturii vaporilor la ieşirea din compresor, cea ce înrăutăţeşte condiţiile de ungere ale acestuia. Această temperatură nu trebuie să depăşească valorile admisibile de circa 145 ºC, corespunzătoare temperaturii de cocsificare a uleiurilor de ungere. Din aceste cauze, pentru rapoarte de compresie mai mari ca 8…9, este necesar să se utilizeze comprimarea în două sau trei trepte, între care vaporii între treptele de comprimare sunt răciţi cu apă sau agent frigorific lichid.

Schemele instalaţiilor frigorifice cu compresie în două sau trei trepte sunt diverse, în funcţie în general de tipul agentului frigorific, temperatura agentului de răcire şi scopul urmărit. Funcţie de tipul schemei, debitul de agent frigorific poate varia în circuitele apărute funcţie de numărul treptelor de compresie.

Din punctul de vedere al consumului de lucru mecanic şi al eficienţei frigorifice al ciclului, valoarea optimă a presiunii intermediare pi la compresie în două trepte [2]:

[ ]Pappp cvi ⋅= , (4.69)


unde: pv este presiune de vaporizare corespunzătoare treptei de joasă presiune, în Pa;

pc - presiune de condensare corespunzătoare treptei de înaltă presiune, în Pa.

Instalaţiile frigorifice cu două şi trei trepte de compresie se utilizează în general în domeniul -30…-60º, folosindu-se un singur agent de lucru.

Instalaţiile frigorifice în cascadă (două sau trei) sunt utilizate pentru obţinerea unor nivele de frig de -70…-90ºC, cascadele fiind parcurse de agenţi frigorifici diferiţii.

Avantajul instalaţiilor frigorifice cu compresie constă în aceea că, la schimbarea stării de agregare prin vaporizare şi condensare, coeficienţii de transfer de căldură au valori ridicate, astfel că schimbătoarele de căldură din circuitul frigorific pot fi dimensionate în condiţii economice. În plus, aceste două procese sunt izoterme în cazul fluidelor pure, ceea ce face posibilă reducerea pierderilor datorită ireversibilităţii transferului de căldură între agentul frigorific utilizat şi cele două surse de căldură, prin menţinerea diferenţelor minime de temperatură în limite acceptabile. În cazul utilizării unor amestecuri de fluide, în special a amestecurilor zeotrope, procesele de vaporizare şi condensare nu mai au loc la temperatură şi presiune constantă, dar şi în acest caz profilul de variaţie a temperaturilor în aparatele de schimb de căldură conduce la reducerea diferenţelor minime de temperatură dintre fluidele de lucru.

Instalaţiile frigorifice cu compresie într-o singură treaptă

Schema de principiu şi ciclul real al instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori într-o singură treaptă sunt prezentate în fig. 4.41.

Pentru a compensa micşorarea producţiei frigorifice specifice cauzată de înlocuirea destinderii (în cazul procesului ideal) cu o laminare, după condensarea vaporilor se practică o subrăcire (procesul 3-3’). În acest fel se diminuează influenţa negativă a ireversibilităţii procesului de laminare asupra eficienţei frigorifice. De asemenea, este cunoscut faptul că volumul specific al vaporilor este mult mai mare ca cel al lichidului, ceea ce înseamnă că, secţiunea ventilului de laminare (respectiv dimensiunea sa) este mult mai mică în cazul laminării unui lichid faţă de cazul laminării aceluiaşi debit de vapori. Subrăcirea se poate realiza chiar în interiorul condensatorului, prin prevederea unei suprafeţe de schimb de căldură suplimentare sau într-un schimbător de căldură special, utilizându-se un agent de răcire sau vaporii de agent frigorific produşi în vaporizator, înainte de a fi aspiraţi în compresor (subrăcire regenerativă).

În condiţii reale de funcţionare, pentru a fi siguri că procesul de vaporizare este complet încheiat, pentru a avea o reglare eficientă a instalaţiei şi pentru îmbunătăţirea umplerii cilindrului compresorului, se poate recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte de aspiraţie. Această supraîncălzire poate avea loc chiar în vaporizator, dar nu este recomandată datorită coeficienţilor de transfer de căldură mici, în cazul vaporilor, ceea ce ar conduce la suprafeţe de schimb de căldură importante. Supraîncălzirea se poate realiza şi natural prin contactul direct dintre suprafaţa conductei de aspiraţie în compresor şi mediul ambiant.


Fig. 4.41. Schema (a) şi ciclurile instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori în

diagramele T-s (b) şi lg p-h (c):

K – compresor, C – condensator, SR – subrăcitor; VL – ventil de laminare; V – vaporizator.

Supraîncălzirea se poate realiza şi prin subrăcirea regenerativă, prin utilizarea unui schimbător de căldură ce realizează supraîncălzirea vaporilor de agent frigorific ieşti din vaporizator prin subrăcirea lichidului frigorific de la ieşirea din condensator .

Procesele care compun ciclul real sunt următoarele:

- comprimarea adiabată ireversibilă (1-2) în compresorul K, care determină creşterea parametrilor presiune şi temperatură de la pv, Tv la pc, Tc; Valoarea lucrului mecanic de compresie se calculează cu relaţia:

|lc |

q0

K

C

1

2

V

VL

3

4

3’

SR|qSR |

a

|qc |

1

2

3

s s4 s1 = s2s

Tc

Tv

T

2’

Cr

3’

4

s2

2s

b

Cr

1

2 3 2s

h3 h1

pc

pv

lg p

h

q0

2’

h2

qc

lc

3’

4

qSR

h3’=h4

lc,t

c


⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⋅

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅⋅

−⋅

η=

−

kgkJ

pp

vpk

klk

k

v

cvv

ic

3

1

1011

1 , (4.70)

unde: ηi este randamentul intern al compresorului;

pv, pc – presiunea în vaporizator şi în condensator, în Pa;

vv – volumul specific al vaporilor de agent frigorific la intrarea în compresor, în m3/kg;

k – exponentul adiabatic al agentului frigorific.

- condensarea izobar-izotermă (2-3) în condensatorul C şi subrăcirea izobară în subrăcitorul SR (3-3’); procesul de evacuare a căldurii către mediul ambiant se compune deci din: desupraîncălzirea izobară 2-2’, condensarea izobar-izotermă 2’-3 şi subrăcirea izobară 3-3’; temperatura de condensare Tc este superioară temperaturii apei (aerului) de răcire Ta la ieşirea din aparat cu diferenţa ΔTc necesară efectuării transferului de căldură (fig. 2 – a, b)

- destinderea (laminarea) adiabată ireversibilă şi izentalpică (3’-4) în ventilul de laminare VL, care determină scăderea parametrilor presiune şi temperatură de la pc, Tc la pv, Tv;

- vaporizarea izobar-izotermă (4-1) în vaporizatorul V se desfăşoară la o temperatură Tv (T0) inferioară temperaturii agentului purtător de frig Tf la ieşirea din aparat cu diferenţa ΔTv necesară desfăşurării transferului de căldură (fig. 2 – c)

În aceste condiţii se constată că:

[ ]KTTTTTTTTT SRccacvfv Δ−=Δ+=Δ−= '3"" ;; , (4.71)

unde: T”f este temperatura purtătorului de frig la ieşirea din vaporizator, în K;

T”a – temperatura agentului de răcire la ieşirea din condensator, în K;

T3’ = TSR – temperatura condensatului subrăcit, în K;

ΔTv – diferenţa minimă de temperatură din vaporizator, în K;

ΔTc – diferenţa minimă de temperatură din condensator, în K;

ΔTSR – gradul de subrăcire, în K.


T’f

Tv=T0

T3’

Vaporizator

Sv

T

T”f ΔTv

c

T’a

Tc T2

T”a

Condensator

Sc

T

ΔTc

a

ΔTa

Ta2

Ta1

Tc

T3’

SSR

T

b

Subrăcitor

ΔTSR

Fig. 4.42. Diagramele T-S pentru condensator (a), subrăcitor (b) şi vaporizator (c).

Pentru determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale ciclului, este necesară determinarea randamentului intern, adiabatic al comprimării:

12

12,

hhhh

l

ls

c

tci −

−==η , (4.72)

unde: lc,t este lucrul mecanic teoretic de compresie, în kJ/kg;

lc – lucrul mecanic real de compresie, în kJ/kg;

h2s – entalpia vaporilor la ieşirea din compresor în cazul procesului teoretic (izentropic), în kJ/kg.

Astfel, rezultă entalpia reală a vaporilor la ieşirea din compresor:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡η−

+=η

+=+=kgkJhh

hl

hlhhi

s

i

tcc

121

,112 . (4.73)

Pentru calcule aproximative se poate estima valoarea randamentului intern al compresorului ca raport al temperaturilor absolute de vaporizare şi condensare [1]:

c

vi T

T≅η . (4.74)

Ecuaţia bilanţul termic al ciclului instalaţiei frigorifice cu compresie are forma:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=+

kgkJqlq cc0 , (4.75)

unde: ( 41410 ssThhq v )−⋅=−= este căldura specifică absorbită în vaporizatorul instalaţiei la temperatura coborâtă, Tv, în kJ/kg;

( 3232 ssThhq cc −⋅=−= ) – căldura specifică cedată în condensatorul instalaţiei la temperatura ridicată, Tc, în kJ/kg;

12 hhlc −= – lucrul mecanic consumat în compresor, în kJ/kg;


Pentru caracterizarea perfecţiunii acestui ciclu, se utilizează eficienţa frigorifică, care se defineşte prin raportul dintre producţia (sarcina) frigorifică specifică q0 a instalaţiei şi lucrul mecanic de compresie consumat în ciclul frigorific lc, rezultând în acest caz eficienţa frigorifică a ciclului:

c

f lq0=ε . (4.76)

Calculul termic al instalaţiilor frigorifice cu compresie mecanică de vapori

Calculul termic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori într-o singură treaptă presupune determinarea următoarelor mărimi [1]:

- debitul volumetric de vapori V& , în m3/s şi cilindreea C, în cm3, necesare pentru alegerea compresorului;

- puterea termică a condensatorului Qc, în kW, necesară pentru dimensionarea acestuia;

- puterea efectivă Pe, consumată de compresor, în kW;

- debitul apei de răcire am& ,în kg/s.

Datele necesare pentru efectuarea calcului termic sunt:

- puterea frigorifică Q0, în kW;

- temperatura purtătorului de frig la ieşirea din vaporizator Tf”, în ºC;

- temperatura agentului de răcire la intrarea în condensator Ta’, în ºC;

- gradul de subrăcire, ΔΤSR sau temperatură de subrăcire TSR, în ºC ( SRc ); SR TTT Δ−=

- gradul de supraîncălzire, ΔTSI, sau temperatura de aspiraţie în compresor (de supraîncălzire) TSI, în ºC ( SIvSI TTT Δ+= , dacă în vaporizator sunt aspiraţi vapori supraîncălziţi);

Cu ajutorul datelor de intrare, al diagramelor şi tabelelor de vapori, se stabilesc parametrii de stare ai agentului frigorific în punctele caracteristice ale ciclului frigorific.

Determinarea temperaturilor de vaporizare Tv şi respectiv condensare Tc se face în funcţie de diferenţele minime de temperatură din vaporizator ΔΤv, condensator ΔΤc şi respectiv de variaţia temperaturii agentului de răcire în condensator ΔΤa (fig. 2). Alegerea diferenţelor minime de temperatură din vaporizator şi condensator se face în general pe baza unor calcule de optimizare.

Debitul masic de agent frigorific se calculează cu relaţia:


⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=

skg

qQ

m0

0& . (4.77)

Debitul volumetric de agent frigorific în aspiraţia compresorului se determină cu formula:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⋅=

smvmV aa

3&& , (4.78)

unde:va este volumul specific al vaporilor aspiraţi în compresor, în m3/kg.

Datorită existenţei unor factori funcţionali (existenţa spaţiului mort sau vătămător, a pierderilor de presiune a vaporilor la trecerea prin supapele de aspiraţie şi refulare ale compresorului, a ireversibilităţii procesului de comprimare, a pierderilor de căldură în mediul ambiant şi a neetanşeităţilor), se defineşte factorul (coeficientul) de debit al compresorului λ (sau randamentul volumetric global vη ) ca raportul dintre debitul volumetric în aspiraţia compresorului şi debitul volumetric transvazat (baleiat) de compresor V [6]:

aV&&

VVa

v &

&==ηλ . (4.79)

Debitul baleiat şi cilindreea se pot calcula cu relaţiile:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⋅⋅= −

smnCV

3310

60& (4.80)

şi

[ 332

104

cmNsdC −⋅⋅⋅⋅

=π ], (4.81)

unde:C este cilindreea compresorului cu piston (volumul descris în unitatea de timp de piston la cursa de aspiraţie), în cm3;

n – viteza de rotaţie a compresorului, în rot/min;

d – diametrul cilindrului compresorului, în mm;

s – cursa pistonului, în mm;

N – numărul de cilindri ai compresorului.

În figura fig. 4.43 este reprezentată schema de principiu a unui cilindru compresor şi a diagramei p-v de funcţionare a acestuia, cu precizarea diferiţilor parametri ce intervin în modelarea procesului funcţional de la nivelul compresorului frigorific cu piston. Parametrii geometrici sunt reprezentaţi considerând volumul geometric al unui cilindru egal cu o unitate (Vs = 1):


[ 332

104

cmsdNCVs

−⋅⋅⋅

==π ] . (4.82)

Fig. 4.43. Schema de principiu a unui cilindru compresor şi a diagramei funcţionale p-V:

Δpv – pierderea de presiune la trecerea prin supapa de aspiraţie; Δpc – pierderea de presiune la trecerea prin supapa de refulare; V0 – volumul spaţiului mort; Vd – volumul în procesul de destindere; Vs – volumul cursei pistonului; l0 - lungimea spaţiului mort; ld – cursa în procesul de destindere; s –

cursa pistonului; d – diametrul cilindrului; A – secţiunea cilindrului compresor; λ - factorul de debit al compresorului; iλ - factorul de debit indicat al compresorului.

Factorul de debit al compresorului λ se poate exprima şi ca produs al coeficienţilor parţiali de debit [5]:

eTieTl λλλλλλλλ ⋅⋅=⋅⋅⋅= 0 , (4.83)


unde: 0λ este coeficientul parţial de debit care ţine seama de existenţa spaţiului mort (vătămător);

lλ - coeficientul parţial de debit care ţine seama de laminarea vaporilor la trecerea prin supapa de aspiraţie;

iλ - coeficientul indicat, li λλλ ⋅= 0 ;

Tλ - coeficientul parţial de debit care ia în considerare preîncălzirea vaporilor în procesul de aspiraţie; acest coeficient poate fi determinat orientativ cu relaţia empirică [5]:

c

vT T

T=λ . (4.84)

eλ - coeficientul parţial de debit care caracterizează etanşeitatea cilindrului. Coeficientul de etanşare eλ are în general valori de 0,95…0,98.

În figura 4.44 se prezintă o diagramă de variaţie a coeficientului de încălzire în funcţie de raportul de compresie pc/pv pentru compresoarele cu amoniac [1].

0,8

1,0

Fig. 4.44. Variaţia coeficientului de încălzire Tλ în funcţie de raportul de compresie.

Coeficientul indicat, denumit şi randamentul volumetric indicat al compresorului, se poate determina cu relaţia [1]:

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅−=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= 11

1m

v

c

v

ci p

pc

pp

fλ , (4.85)

unde: c este coeficientul spaţiului mort:

CV

c 0= ; (4.86)

m – exponentul politropic (m = 0,9…1,1);

V0 – volumul spaţiului mort, în cm3.

pc/pv

10 20 30 40 500,2

0,4

0,6λT


Valorile coeficientului spaţiului mort c pot fi considerate aproximativ, după cum urmează [4]:

- pentru compresoare orizontale mari: c = 0,015…0,025;

- pentru compresoare orizontale mici: c = 0,005…0,08;

- pentru compresoare verticale mari: c = 0,01…0,02;

- pentru compresoare verticale mici: c = 0,03…0,05.

În general, se recomandă ca factorul de debit λ să nu scadă sub 0,6.

În funcţie de cilindreea calculată, se poate alege compresorul necesar instalaţiei frigorifice din gama oferită de firmele constructoare.

Sarcina (puterea) termică a condensatorului instalaţiei frigorifice cu compresie se determină cu relaţia:

[ ]kWqmQ cc ⋅& . (4.87) =

Analog, sarcina termică a subrăcitorului este:

[ ]kWqmQ SRSR ⋅= & . (4.88)

Puterea efectivă a compresorului, necesară pentru alegerea motorului electric de antrenare, se calculează cu formula:

[kWlmlm

Pm

c

mi

sce ηηη

⋅=

⋅]⋅

=&& , , (4.89)

unde: lc,s este lucrul mecanic teoretic (izentropic) de compresie, în kJ/kg;

lc – lucrul mecanic real de compresie, în kJ/kg;

ηi – randamentul indicat al compresorului;

ηm – randamentul mecanic al compresorului.

Debitul apei de răcire la condensator şi subrăcitor se determină cu relaţiile:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

Δ⋅=

skg

TcQ

mcapa

cca

,,& , (4.90)

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

Δ⋅=

skg

TcQ

mSRapa

SRSRa

,,& , (4.91)

unde: cpa este căldura specifică a apei la temperatura medie, în kJ/(kg.K);

ΔTa,c, ΔTa,SR – variaţia temperaturii apei de răcire în condensator, respectiv subrăcitor, în K.


Pentru determinarea factorului de debit şi a randamentului indicat al compresorului se poate utiliza şi o nomogramă de tipul celei prezentate în figura 4.45.

Fig. 4.45. Nomograma lui Linge ce permite determinarea factorului de debit λ şi a

randamentului indicat iη al unui compresor [3]:

f – factor de corecţie ce se aplică atunci când temperatura de vaporizare este mai mică ca –25ºC; ( )[ ] fTi ⋅−−= λλλ 1 .

De asemenea, în figura 4.46 se prezintă variaţia factorului de debit şi a randamentului indicat pentru compresoare cu freon 22, în funcţie de raportul de comprimare şi variaţia randamentului mecanic al compresorului în funcţie de debitul volumetric orar de vapori [1].


a

b

Fig. 4.46. Variaţia factorului de debit şi a randamentului indicat (a), în funcţie de raportul de compresie la compresoarele pentru freon 22 şi a randamentului mecanic a compresoarelor cu

piston (b), în funcţie de debitul volumetric orar de vapori.

INSTALAŢII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE

Funcţionarea instalaţiei frigorifice cu absorbţie se bazează tot pe ciclul Carnot inversat, compresia agentului frigorific realizându-se pe cale termochimică, prin utilizarea unui amestec binar, consumându-se energie termică.

Amestecurile binare, utilizate ca agent de lucru în instalaţiile frigorifice cu absorbţie, sunt constituite din două componente: agentul frigorific şi absorbantul. Absorbantul trebuie să dizolve puternic agentul frigorific fără să intre cu el în reacţie şi să aibă temperatura de vaporizare, la presiune constantă, mult mai mare ca a acestuia. Procesul de absorbţie este însoţit, de obicei, de o degajare de căldură, care trebuie îndepărtată din aparat pentru a nu frâna procesul, absorbţia fiind mai intensă la temperatură coborâtă.

În instalaţiile frigorifice cu absorbţie, cea mai mare răspândire o are amestecul apă-amoniac, apa fiind un puternic absorbant pentru amoniac (într-un volum de apă, la 0ºC, se poate dizolva 1148 volume amoniac). Cantitatea de căldură degajată la absorbţie este de 800 kJ/kg amoniac lichid şi de 1260 kJ/kg vapori amoniac. În tehnica condiţionării se mai utilizează şi amestecul apă-bromură de litiu, apa jucând de această dată rolul agentului frigorific iar bromura de litiu fiind solventul (absorbantul).

Instalaţiile frigorifice cu absorbţie pot fi cu funcţionare continuă şi cu funcţionare periodică

Schema de principiu a unei instalaţii frigorifice cu absorbţie cu funcţionare continuă este prezentată în figura 4.47.

În vaporizatorul V agentul frigorific cu debitul vaporizează la presiunea pv, absorbind căldura Q0, la nivel termic coborât, din incinta răcită sau de la agentul intermediar (purtător de frig). Vaporii de amoniac formaţi pătrund în absorbitorul A, unde la presiunea pv se dizolvă în soluţia săracă de amoniac în apă. cantitatea de

m&


căldură Qa degajată în absorbitor este evacuată de apa de răcire. Soluţia concentrată formată este preluată de pompa P şi trimisă la presiunea pc în generatorul de vapori G. Aici, pe baza căldurii Qg primite din afară (abur de joasă presiune) are loc încălzirea şi fierberea soluţiei bogate (cu debitul masic şi concentraţia ξb), realizându-se desorbţia agentului frigorific sub formă de vapori şi diluarea soluţiei. În urma procesului din generator rezultă kg/s vapori de concentraţie ridicată (teoretic ξ”=1) şi kg/s de soluţie săracă cu concentraţia ξs. Vaporii formaţi se condensează în continuare în condensatorul C, unde cedează căldura Qc. Condensatul format, după laminare, este reintrodus în vaporizatorul instalaţiei. Soluţia diluată se reîntoarce din generator în absorbitor prin ventilul de laminare VL 1, în care presiunea sa este redusă de la pc la pv. În felul acesta, în instalaţia frigorifică cu absorbţie, pe lângă circulaţia agentului frigorific, are loc şi o circulaţie a soluţiei binare între absorbitor şi generator.

bm&

m&mmb && −

Pentru mărirea economicităţii şi siguranţei în funcţionare, în schema de principiu a instalaţiei frigorifice cu absorbţie prezentată în fig. 4.47, se mai intercalează un schimbător de căldură (economizor), un rectificator şi un deflegmator.

Pp

Fig. 4.47. Schema de principiu a unei instalaţii frigorifice cu absorbţie cu funcţionare continuă:

C – condensator; G – generator de vapori; VL – ventil de laminare; A – absorbitor; P – pompă; V – vaporizator.

Q0

C

3

V

VL 2

v v v

^ ^

^^^

VL 1

G

A

P

Qa

Qg

4 5

2

1

6

77’

89

1’

Qc

m&bm&

mmb &&

ξ”

−

m&

ξb

ξs

ξ”


Schimbătorul de căldură (economizorul) se amplasează între absorbitor şi generator, realizând reîncălzirea soluţiei concentrate care intră în generator cu soluţie diluată trimisă de la absorbitor. În felul acesta, se micşorează consumul de căldură în generator şi debitul de apă de răcire necesar absorbitorului.

Rectificatorul de instalează după generator pentru separarea vaporilor de absorbant de vapori de agent frigorific, în scopul evitării pătrunderii vaporilor de apă în condensator şi apoi prin ventilul de laminare VL 2 în vaporizator, unde aceştia s-ar solidifica. În coloană, rectificarea se face prin contactul vaporilor formaţi în generator cu soluţia concentrată care pătrunde în acesta. De cele mai multe ori, aceasta este înglobată în generator.

În deflegmator, prin răcirea cu apă din returul absorbitorului sau cu soluţie bogată rece, se realizează condensarea vaporilor de apă din vaporii de amoniac, astfel încât, după rectificator şi deflegmator, se poate practic considera că există numai vapori de amoniac (ξ ≅ 1).

Schema completă a instalaţiei frigorifice cu absorbţie este prezentată în fig.4.48.

Fig. 4.48. Schema completă a instalaţiei frigorifice cu absorbţie:

G – generator; D – deflegmator; C – condensator; VL – ventil de laminare; V – vaporizator; A – absorbitor; E – economizor; P – pompă.


Pentru calculul instalaţiei frigorifice cu absorbţie se utilizează, de obicei, diagrama h - ξ, unde ξ, este concentraţia în agent frigorific a amestecului binar. În fig. 4.49, este reprezentată diagrama h - ξ pentru amestecul binar apă – amoniac, exemplificându-se modul de construcţie al izotermelor în domeniul vaporilor umezi.

Pentru reprezentarea proceselor care au loc în instalaţia frigorifică cu absorbţie, este necesară cunoaşterea presiunilor în condensator, vaporizator, generator şi absorbitor, precum şi nivelul temperaturilor în aceste aparate. Pentru simplificarea calculului, uzual, se consideră presiunea din generatorul de vapori egală cu cea din condensator (pg = pc), iar presiunea din vaporizatorul V egală cu cea din absorbitor (pv = pa). Aceste presiuni se determină în funcţie de temperaturile respective, care la rândul lor sunt dictate de nivelul termic al agentului încălzitor al generatorului şi al apei de răcire a condensatorului şi absorbitorului.

Fig. 4.49. Diagrama h - ξ pentru amestecul binar apă – amoniac [1].


Astfel:

[ ]CTTTT arca °Δ+== 1 ; (4.92)

[ ]CTTT aig °Δ−= 2 , (4.93)

unde: Ta,Tc,Tg sunt temperaturile în absorbitor, condensator şi generator, în ºC;

Tar, Tai – temperaturile apei de răcire şi respectiv a agentului de încălzire, în ºC;

ΔT1, ΔT2 – diferenţele de temperatură necesare pentru realizarea transferului de căldură. Aceste diferenţe de temperatură se optimizează, ţinând seama că prin mărirea lor creşte diferenţa medie logaritmică de temperatură în aparat, scăzând suprafaţa acestuia şi costul său, în schimb creşte raportul de compresie şi consumul de energie al instalaţiei. Uzual, aceste diferenţe de temperatură au valori de 5…8ºC.

Reprezentarea ciclului instalaţiei frigorifice cu absorbţie în diagrama h - ξ pentru amestecul binar, este prezentată în fig. 4.50.

Fig. 4.50. Ciclul instalaţie frigorifice cu absorbţie în diagrama h - ξ.

În diagramă se construiesc, în primul rând izobarele pg = pc şi pa = pv, apoi izotermele Ta, Tv (impusă de cerinţele consumatorului de frig), Tc şi Tg. Se determină astfel punctele care caracterizează starea agentului frigorific în vaporizator (punctul 5), temperatura agentului frigorific la ieşirea din condensator

pc

pv

h

vapori

6=7

17’

91’

3=4

5

2

pc

pv

lichid

ξs

Tv

tc

4’5’

8

Tg

Ta Tv

” 1 ξ ξb ξ


(punctul 3), starea soluţiei la ieşirea din absorbitor (punctul 9) şi din generator (punctul 6).

Vaporii de agent frigorific cu starea 2 (în echilibru cu lichidul (soluţia) cu starea 1) intră în condensatorul C unde condensează la presiune şi concentraţie constantă, ajungând la starea corespunzătoare punctului 3. Procesul de laminare realizează micşorarea, la entalpie constantă, a presiunii agentului frigorific de la pc la pv. Deoarece în cursul acestui proces nici concentraţia nu se modifică, punctul 4 se confundă cu punctul 3, el caracterizând însă un amestec vapori – lichid (punctul 4’) cu presiunea pv. Lichidul cu starea 4’ intră în vaporizator, unde se preîncălzeşte până la starea de saturaţie (punctul 5’), după care vaporizează. Deoarece vaporizarea are loc la temperatură şi concentraţie constantă, punctul 5, care caracterizează starea soluţiei după vaporizare, este determinat de intersecţia izotermei tv în domeniul vaporilor umezi cu dreapta ξ”=const. Vaporii formaţi în vaporizator (punctul 5), împreună cu soluţia diluată din generator după răcire şi laminare (punctul 7), pătrund în absorbitor. Procesul de absorbţie presupune două faze: amestecul(7’ – 8 – 5) şi răcirea 8 – 9, până la temperatura de ieşire din absorbitor ta. Soluţia îmbogăţită cu starea 9 este preluată de pompa P şi introdusă sub presiune cu starea 1’ în generator unde are loc încălzirea 1’ – 1, închizându-se astfel circuitul.

Calculul termic al instalaţiei frigorifice cu absorbţie are drept scop stabilirea mărimilor necunoscute: debite masice, concentraţii, entalpii, etc. Acesta se bazează pe ecuaţiile de bilanţ termic pentru fiecare aparat, cunoscând sarcina frigorifică a instalaţiei Q0:

- pentru vaporizator:

( ) [ ]kWhhmqmQ 4500 −⋅=⋅= && , (4.94)

de unde rezultă debitul masic de agent frigorific:

[ skghh

QqQ

m /45

0

0

0

−==& ]. (4.95)

- pentru generatorul de vapori:

Ecuaţia de bilanţ masic are expresia:

( ) ( ) ( )ssbbsbbb mmmmmm ξξξξξξξ −⋅=−⋅⇔⋅−+⋅=⋅ "" &&&&&& , (4.96)

de unde rezultă factorul de circulaţie (multiplul de circulaţie):

1"

>−−

==sb

sb

mm

ξξξξ

μ&

&. (4.97)

În consecinţa sarcina termică a generatorului se determină cu relaţia:

( )

( ) ( ) [kWhhmhhm

hmhmmhmQ

b

bbg

1662

162

'

'

−⋅+−⋅= ]=⋅−⋅−+⋅=

&&

&&&& (4.98)

sau sub forma sarcinii termice specifice:


( ) ( ) ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−⋅+−==

kgkJhhhh

mQ

q gg 1662 'μ

&. (4.99)

- pentru absorbitor:

( )

( ) ( ) [kWhhmhhmhmhmmhmQ

b

bba

9775

975

−⋅+−⋅= ]=⋅−⋅−+⋅=

&&

&&&& (4.100)

sau sub forma sarcinii termice specifice:

( ) ( ) ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−⋅+−==

kgkJhhhh

mQ

q aa 9775 μ

&. (4.101)

- pentru condensator:

( ) [ ]kWhhmqmQ cc 32 −⋅=⋅= && . (4.102)

Ecuaţia de bilanţ de energie electrică pe pompă este:

( ) [ ]kWhhmP bp 91' −⋅= & (4.103)

sau:

[kWpp

mpmP vcbbp ρρ

]−⋅=

Δ⋅= && , (4.104)

unde ρ este densitatea soluţiei, în kg/m3.

Din combinarea expresiilor (4.103) şi (4.104) se poate determina entalpia soluţiei concentrate la intrarea în generator:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+=

kgkJ

mP

hhb

p

&91' . (4.105)

Rezultă în continuare şi lucrul mecanic specific al pompei:

( ) ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−⋅==

kgkJhh

mP

l pp 91'μ

&. (4.106)

Ecuaţia de bilanţ pe întreaga instalaţie este:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+=++

kgkJqqlqq capg 0 . (4.107)

Prin urmare, eficienţa frigorifică a instalaţiei cu absorbţie va fi:

pgpg

f lqq

PQQ

+=

+= 00ε . (4.108)


Eficienţa frigorifică a instalaţiei frigorifice cu absorbţie este mai mică ca ce a instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori, pentru aceleaşi condiţii de funcţionare.

Reprezentarea proceselor în diagrama h - ξ şi întocmirea bilanţurilor termice s-a făcut pentru instalaţia ideală. Principalele deosebiri, în cazul instalaţiei reale, constau în:

- existenţa pierderilor de căldură în mediul ambiant (generator, economizor);

- existenţa pierderilor de presiune între generator – condensator şi vaporizator – absorbitor;

- existenţa pierderilor datorită subrăcirii soluţiei în absorbitor.

La calculul instalaţiei, aceste pierderi se iau în consideraţie, uzual, prin introducerea unui coeficient global de pierderi, a cărui valoare este 0,8…0,9 [1].

4.4.2. Pompe de căldură

Pompa de căldură (PC) reprezintă o instalaţie termodinamică a cărei funcţionare de principiu urmăreşte ridicarea nivelului energetic al unei surse de potenţial coborât prin consumarea unei cantităţi de energie suplimentară din exterior.

Ca principiu de funcţionare de bază, este ciclul Carnot inversat, acelaşi aplicat şi instalaţiilor frigorifice (IF). În practică însă, s-a dezvoltat o varietate de tipuri de pompe de căldură clasificate după principiul de funcţionare :

• cu compresie mecanică de vapori sau gaze: Carnot inversat, Joule, Brayton, Stirling, etc.;

• cu compresie termochimică, de tipul celor cu fluide binare, cu absorbţie;

• cu compresie prin ejecţie;

• cu separatoare termice de tipul tubului lui Ranque;

• bazate pe efectul Peltier, etc.

Cele mai dese utilizări ale pompei de căldură sunt cele pentru climatizare, preparare apă caldă de consum sau industrială, încălzirea spaţiilor de locuit, sau diferite aplicaţii industriale ca: uscarea materialelor poroase, vaporizarea produselor volatile, sterilizarea, concentrarea soluţiilor, etc.

Se constată deci, că nivelul termic la utilizator nu are valori foarte ridicate ca şi cele impuse de ciclurile producătoare de lucru mecanic, ele situându-se în jurul valorilor de 50ºC...90ºC sau maxim 120ºC...130ºC pentru ciclurile pompelor de căldură de înaltă temperatură. De asemenea, ca surse de căldură de potenţial coborât se pot valorifica imensele cantităţi de căldură ce pot fi preluate din mediul ambiant (energia termică a apelor de suprafaţă, de adâncime, geotermală, solară sau a solului) precum şi cele deşeu rezultate din diferitele procese industriale sau domestice (ape de răcire, flote calde uzate, condensat impurificat, apele menajere după tratarea lor în instalaţiile de epurare, etc.).


În fig. 4.51 se prezintă sintetic încadrarea pompelor de căldură în domeniul temperaturilor uzuale în comparaţie cu celelalte instalaţii termodinamice: cicluri directe (motoare), instalaţiile frigorifice sau cele combinate, instalaţii frigorifice – pompe de căldură.

t(ºC)

900

Fig. 4.51. Încadrarea pompei de căldură în raport cu mediul ambiant.

Dintre pompele de căldură enumerate mai sus s-au dezvoltat în mod special cele cu absorbţie şi cele cu compresie mecanică de vapori.

Pompa de căldură cu compresie mecanică utilizând un fluid activ real (de tipul celor frigorifice) are aceeaşi schemă de principiu ca ce a instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori prezentată în figura 1-a, cu ciclul Carnot inversat aferent, din diagramele 1-b şi 1-c.

În cazul pompelor de căldură efectul util este la sursa caldă (condensator), iar în acest caz se defineşte eficienţa sau coeficientul de performanţă (COP) al ciclului raportul dintre căldura cedată la condensator (qc) şi lucrul mecanic de compresie consumat în cursul ciclului (lc):

c

c

lq

COP = . (4.109)

Pompele de căldură prezintă o sensibilitate mai redusă faţă de pierderile cauzate de ireversibilităţi, în raport cu instalaţiile frigorifice, deoarece pierderile de exergie sunt transferate parţial sau total sursei de căldură de potenţial ridicat. Diferitele realizări de cicluri termodinamice ale pompelor de căldură sunt similare cu cele ale instalaţiile frigorifice.

-60

-30

-90

0 3

60

30

90

CM

PC

IF

PC

IF


4.5. COMPRESOARE, POMPE, VENTILATOARE – TIPURI CONSTRUCTIVE, ELEMENTE ŞI MĂRIMI CARACTERITICE

Denumirea de pompă este utilizată pentru generatoarele hidraulice care vehiculează lichidele. (măresc energia fluidelor practic incompresibile şi relativ grele);

Compresoarele cresc energia fluidelor gazoase, deci a fluidelor compresibile şi relativ uşoare;

Ventilatoarele sunt instalaţii pentru vehicularea şi transportul gazelor care realizează rapoarte relativ mici de comprimare (β<1.1).

După principiul de funcţionare, pompele pot fi grupate în:

a) turbopompe (pompe cu rotor paletat) şi care pot fi la rândul lor: centrifuge(radiale şi radial axiale), şi axiale cu canal lateral (periferial); Acestea modifică momentul cantităţii de mişcare al lichidului prin intermediul unui paletaj rotoric, realizând astfel transferul de energie de la sistemul de antrenare;

b) pompe volumetrice, care sunt: cu mişcare alternativă a organului de lucru (cu piston sau cu membrană) sau cu mişcare de rotaţie (cu angrenaje, rotor excentric). Aceste pompe realizează tranzvazarea unor volume de lichid din spaţiul de aspiraţie în cel de refulare realizând comprimarea între organele de lucru şi celelate părţi statorice;

c) pompe cu jet, (cu fluid motor) care sunt antrenate cu ajutorul energiei hidraulice sau pneumatice ale unui fluid cu presiune mai ridicată (ejectoare, pompe cu amestec de gaz, cu condensare de abur,etc.);

d) pompe electromagnetice, care pot antrena numai lichidele conductoare sau magnetice şi care utilizează energia electromagnetică;

e) elevatoare hidraulice, care sunt instalaţii gravimetrice, ce utilizează roţi cu cupe, şnec (şurub) hidraulic, pistoane pe lanţ, etc. şi care sunt capabile să ridice lichidul la o diferenţă geodezică constantă.

Înălţimea de pompare, randamentul şi puterea sunt principalele elemete care guvernează funcţionare pompelor, Înălţinea utilă de pompare H0 se determină pe baza conservării energiei (sau legea lui Bernoulli):

( 121212

120 2zzg

wwppWWH −+ )−

+ρ−

=−= [J/kg] (4.110)

unde: termenul cinetic este de obicei neglijabil.

În practică înălţimea reală de pompare trebuie să fie mai mare, astfel încât să acopere şi pierderile de sarcină din conducte, armături schimbări de direcţie sau de secţiune, asfel:

exterioref HHH Δ+= 0 (4.111)


Puterea la cuplă ţinând cont de debitele masic [kg/s] sau vometric V [m3/s], şi de randamentul total al pompei

m&m

&

Vhp η⋅η⋅η=η , este:

p

ef

p

efe

HVHmP

η⋅

⋅⋅ρ=

η⋅

⋅=

10001000

&& [kW] (4.112)

unde: ηh, ηV, ηm, sunt randamentele: hidraulic, volumic şi respectiv mecanic. Randamentul pompelor cu rotor paletat atinge valori de 0,6….0,93, iar pompele cu piston de 0,75….0,9.

Înălţimea de aspiraţie sau presiunea de aspiraţie reprezintă diferenţa dintre suprafaţa lichidului şi cel mai înalt punct din rotorul pompei, care trebuie să fie obligatoriu mai mare decât presiunea de saturaţie ps corespunzătoare temperaturii lichidului. Scădera sub această valoare conduce la vaporizarea lichidului cu două consecinţe:

• ruperea coloanei de lichid şi deci dezamorsarea pompei;

• producerea de cavitaţii cu efecte distructive asupra componentelor mecanice.

O situaţie specială apare la pompele care aspiră lichide aflate la saturaţie (pompe de condensat sau de alimentare a cazanelor) care impune realizarea unei înălţimi de aspiraţie negative, adică aşezarea pompei sub nivelul apei din condensator sau degazor. Pompa de alimentare având turaţie ridicată acestă înălţime negativă de aspiraţie trebuie să fie foarte mare impunând amplasarea degazorului la cca.18…25m înălţime. Deorece din motive constructive şi de rezistenţă mecanică a amplasamentului rezervorului degazorului nu se poate respecta această distanţă, se procedează cel mai adesea la intercalarea unei pompe înaintaşe (numită booster) ce are rolul de a asigura presiunea necesară la aspiraţia pompei de alimentare. Aceasta are turaţie coborâtă şi permite de multe ori amplasarea degazorului chiar în sala maşinilor.

Compresoarele sunt de asemenea maşini de lucru consumatoare de energie, care realizează creşterea presiunii gazelor sau vaporilor precum şi transportul lor. După gradul de comprimare β se clasifică astfel:

• ventilatoare, cu 1,1 ; β <

• suflante, 5,2 ; β1,1 <<

• compresoare, 5,2β > .

Instalaţiile destinate să producă depresiune sunt denumite şi pompe de vid, iar ventilatoarele sau suflantele care sunt utilizate la evacuarea gazelor de ardere, prin depresiune la ieşirea din cazan se numesc exhaustoare.


După principiul de funcţionare compresoarele se clasifică în:

• compresoare volumetrice (tabel 4.4.), sunt cele care asigură comprimarea prin scăderea volumului de gaz, respectiv prin creşterea presiunii statice. Acest tip de compresoare realizează presiuni foarte ridicate, de până la 1000 bari, dar cu debite volumice sub 450 m3/min.

Tabelul 4.4.

Clasificarea compresoarelor volumetrice

• compresoare rotative (tabel 4.5.), funcţionează pe principiul turbomaşinilor, comprimarea realizându-se prin mărirea energiei cinetice a curentului de gaz sub acţiunea mecanică a unui rotor şi transformarea acesteia în energie potenţială. În aceste instalaţii procesul de comprimare este însoţit de curgerea continuă a gazului. Din această grupă fac parte turbocompresoarele, suflantele şi ventilatoarele. Aceste maşini pot


comprima debite mari de gaz la presiuni relativ ridicate dar, mult mai reduse decât compresoarele volumetrice:

-20….25 bar, compresoarele centrifuge şi debite de până la 2500 m3/min;

-3…6 bar, compresoarele axiale la debite ce depăşesc 10000 m3/min.

Tabelul 4.5.


Compresorul cu piston cuprinde un cilindru a cărei chiluasă este prevăzută cu supapele de aspiraţie şi refulare şi un piston care evoluează între punctul mort inferior şi punctul mort superior, realizând asfel reducerea de volum. Fazele de funcţionare şi reprezentarea ciclului în diagrama p-V sunt exemplificate în fig. 4.52.

Fig. 4.52. Fazele de funcţionare şi reprezentarea procesului teoretic de compresie în diagrama p-V

Lucrul mecanic total Lt consumat de compresorul teoretic pentru realizarea unui ciclu se compune din suma tuturor lucrurilor mecanice schimbate de gaz cu exteriorul în decursul fiecărei faze. Cosiderând faza de compresie adiabată rezultă:

( )

( ) 122211

2222111134231241

1

11

LkVpVpk

k

VpVpVpk

VpLLLLLt

⋅=−−

=

=−−−

+=+++= (4.112)

Această relaţie arată că lucrul mecanic.tehnic teoretic absorbit de compresor este de k ori mai mare decât cel al fazei de comprimare şi este reprezentat prin aria închisă a conturului ciclului. Dacă se notează cu β=p2/p1 raportul de compresie, atunci lucrul mecanic total devine:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡β−

−=

−k

k

t Vpk

kL1

11 11

(4.113)

Transformarea din faza de comprimare este dependentă de schimbul de căldură dintre gaz şi pereţii cilindrului şi se pote realiza adiabatic, politropic şi izotermic. Reprezentările celor trei tipuri de compresii în diagramele p-V, T-s şi e-i sunt arătate în fig. 4.53.


Fig. 4.53. Reprezentarea fazei de comprimare în diagramele p-V, T-s şi e-i pentru diferite

transformări

Din aceste diagrame se constată că lucrul mecanic consumat este minim în cazul comprimării izoterme, de aceea la compresoarele reale se urmăreşte realizarea răcirii cât mai accentuate a gazului, atât intern (prin răcirea cilindrilor compresorului) cât şi extern prin introducerea unor răcitoare intermediare (la compresia în mai multe trepte).

La compresorul volumetric tehnic se ţine seama de existenţa spaţiului vătămător dintre faţa pistonului şi chiulasă, la sfârşitul fazei de compresie, caracterizat prin raportul dintre acest volum (Vv) şi volumul total al cilindrului (V).

VVv=ε (4.114)

În practică acest coeficient are valori uzuale între 0,05 şi 0,1, şi arată o scădere a volumului activ al cilindrului. O altă influienţă negativă asupra funcţionării compresorului a volumului vătămător o constituie şi reducerea volumului de gaz aspirat Va ceea ce face că la aceleaşi dimensiuni constructive debitul de gaz comprimat să fie mai mic decât în cazul compresorului teoretic. Această influienţă este caracterizată de coeficientul sau gradul de umplere, şi care este de fapt caracteristica funcţională a compresorului real:

VVa=μ (4.115)

Având în vedere aceste considerente lucrul mecanic real necesar pentru realizarea

unui ciclu este: ( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡β−

−=

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡β−−

−=

−−n

n

an

n

r Vpn

nVVpn

nL1

1

1

411 11

11

(4.116)

unde: n este exponentul politropic al gazului.

Deci, se constată că prin creşterea raportului de compresie, ciclul de funcţionare al compresorului tehnic se modifică, şi astfel prin reducerea debitului aspirat se micşorează şi debitul compresorului.

O problemă mai complicată se pune la realizarea de rapoarte de compresie ridicate, deoarece la compresia într-o singură treaptă temperatura gazului ar putea creşte


mult, chiar peste valoarea de autoaprindere a uleiului de ungere.În aceste condiţii se foloseşte compresia în mai multe trepte cu răcirea intermediară a fluidului comprimat. Schema de principiu a unui compresor în două trepte cu răcire intermediară este dată în fig. 4.54.

Fig. 4.54. Schema principială a compresorului în două trepte

Compresia în trepte permite depăşirea raportului de comprimare maxim realizabil într-o treaptă, creşte economicitatea compresorului prin apropierea de izotermă, asigură o ungere corespunzătoare şi limitează tensiunile interne care apar datorită diferenţelor de temperatură În fig. 4.55. se prezintă ciclul teoretic de funcţionare al compresorului în două trepte în diagramele: p-V, T-s şi e-s

Fig. 4.55. Ciclul de funcţionare teoretic al compresorului în două trepte cu răcire intermediară

Diagrama indicată (fig. 4.56.)care reprezintă diagrama reală de funcţionare a compresorului tehnic, prezintă deformaţii faţă de cea teoretică datorită ipotezelor simplificatoare introduse. Frecarea gazului cu pereţii, schimbarea direcţiei de curgere, laminarea din procesul de aspiraţie - refulare, precum şi faptul că supapele nu se deschid sau închid instantaneu provoacă pierderi de presiune, care deformează aliura ciclului.


Fig. 4.56. Diagrama indicată a compresorului tehnic.

La începutul compresiei şi sfîrşitul destinderii gazul fiind mai rece primeşte căldură de la pereţii cilindrului, pentru ca la sfârşitul compresiei şi începutul destinderii gazele fiind fierbinţi să cedeze căldura acestora. În aceste condiţii exponentul politropic n este variabil, iar în calculele tehnice se acceptă o valoare medie pe intervalul de temperatură de lucru.

De asemenea micile neetanşeităţi constructive inevitabile dintre piston şi cilindru, precum şi efectul existenţei ventilelor de pe conducte, reduc cantitatea de aer comprimat şi deci scad gradul de umplere. Toate acestea conduc practic la mărirea suprafeţei închise de ciclu, astfel că lucrul mecanic indicat Li este mai mare.

Principalii indicatori ai compresoarelor sunt:

• debitul de gaz refulat de un sistem cu i cilindrii în paralel, de diametru interior d, la o cursă a pistonului s şi funcţionând cu nr rotaţii pe minut:

inVTT

V rr ⋅⋅⋅⋅= '1

1μ& (4.117)

unde: T1 şi T1’ sunt temperaturile gazului la începutul şi sfârşitul cursei de aspiraţie.

La compresoarele bine răcite acest raport se poate neglija;

• randamentul izotermic, definit ca raport dintre lucrul mecanic teoretic minim Liz şi lucrul mecanic indicat Li:

i

iziz L

L=η (4.118)

• puterea teoretică Piz necesară pentru asigurarea lucrului mecanic izotermic:

[kW60

riziz

nLP ]⋅

= (4.119)


• puterea indicată Pi necesară anrenării compresorului:

[kWriiz

nLP ]

60⋅

= (4.120)

• randamentul mecanic, reprezintă raportul dintre puterea indicată şi puterea efectivă reclamată de antrenarea la cuplă a arborelui compresorului:

e

im P

P=η (4.121)

• randamentul economic (total) al compresorului:

e

izmizt P

P=η⋅η=η (4.122)

Compresoarele rotative prezintă construcţii mai simple, gabarite mai reduse la aceleaşi debite, sisteme de reglare facile şi datorită mişcării de rotaţie vibraţii şi şocuri mecanice mult diminuate. Aceste maşini au şi unele dezavantaje, în ceea ce priveşte uzura pronunţată a pieselor în mişcare, o etanşare greu de realizat la presiuni ridicate precum şi o construcţie mai riguroasă. Compresoarele rotative se utilizează pentru debite de până la 300 m3/min şi la presiuni de refulare de până la 4..5 bar pentru o treaptă de comprimare şi de 8..10 bar la cele cu două trepte.

Ventilatoarele centrifuge sunt asemănătoare compresoarelor rotative centrifuge (fig. 4.57.), iar la unele ventilatoare poate lipsi spaţiul statoric inelar care înconjoară rotorul.

Fig. 4.57. Schema de principiu a ventilatorului axial

1-racord la conducta de aspiraţie ; 2-arbore rotor; 3,4-disucurile principal şi acoperitor ale rotorului; 5-canale rotorice; 6-palete rotorice; 7-rotor; 8-colector spiral; 9-racord conductă

refulare


Puterea utilă Pu a ventilatorului centrifug, reprezintă puterea necesară antrenării ventilatorului pentru a asigura vehicularea unui debit volumic [ ]smV /3& cu o creştere de presiune totală [ ]2/ mNpΔ :

[ ]WpVPu Δ⋅= & (4.123)

Puterea totală P, necesară antrenării ventilatorului, ia în considerare consumul suplimentar de energie pentru acoperirea pierderilor de presiune la trecerea gazului prin ventilator, frecarea rotorului în mediul gazos,debitul de gaz reântors prin spaţiul dintre rotor şi carcasa spirală, turbioanele formate în secţiunile de ieşire din rotor, precum şi piederile mecanice din lagăre:

ηΔ⋅

=η

=pVP

P u&

(4.124)

unde prin η s-a notat randamentul total al ventilatorului.

Regimul de funcţionare al ventilatorului este dependent de curbele sale caracteristice, precum şi de caracteristica reţelei de transport. În fig. 4.58. se prezintă un exemplu de asemenea curbe caracteristice, care arată că prin suprapunere se determină regimul de funcţionare (puterea, presiunea totală şi randamentul de funcţionare);

a) b)

Fig. 4.58. Curbele caracteristice ale unui ventilator centrifug pentru o turţie dată (a) Determinarea regimului de funcţionare al ventilatorului pentru o turaţie dată(b)

Curbele caracteristice ale ventilatorului pentru o turaţie dată, reprezintă variaţia presiunii totale Δp, a presiunii statice Δpst şi a randamentului static ηst în funcţie de debitul de gaz refulat.

P

pV stst

Δ⋅=η&

(4.125)


4.6. INSTALAŢII DE CUPTOARE

4.6.1. Schema generală a construcţiei unui cuptor

4.6.1.1. Definiţii. Utilizări

Cuptorul industrial este o instalaţie energo-tehnologică în care prin acţiunea căldurii se atribuie unui produs sau unui material anumite însuşiri fizice sau chimice necesare pentru prelucrarea ulterioară sau pentru elaborarea lui ca produs finit.

Utilizarea cuptoarelor în industriile metalurgică, siderurgică şi constructoare de maşini este deosebit de răspândită.

Astfel, în cuptoarele Siemens-Martin are loc elaborarea oţelului pornind de la fier brut, deşeuri de fier şi oţel, minereu, cu adaos de calcar.

În cuptoarele de încălzire, lingourile sau semifabricatele de metal îşi măresc plasticitatea pentru a fi mai uşor prelucrate ulterior.

În cubilourile de turnătorie fonta este topită pentru a fi turnată. Concomitent se poate modifica şi compoziţia chimică a acestuia, în raport cu condiţiile cerute la turnare (fontă cenuşie, fontă rezistentă la temperaturi înalte, etc.).

În unele cuptoare de tratament termic piesele de oţel se încălzesc, iar apoi se răcesc după un regim bine stabilit, realizându-se astfel modificări ale structurii interne a metalului, fără o modificare a compoziţiei lui chimice (călire, recoacere, normalizare, revenire).

În metalurgia metalelor feroase şi neferoase cuptoarele sunt agregate tehnologice principale. Astfel, în întreprinderile metalurgice pentru metale feroase se utilizează cuptoare înalte (furnale) pentru obţinerea fontei, cuptoare Martin şi electrice pentru elaborarea oţelurilor, cuptoare pentru încălzirea lingourilor înainte de laminare etc.

La fel de mare este importanţa cuptoarelor în industria sticlei, a porţelanului, a faianţei, a cărămizilor refractare, a cimentului etc.

Executând anumite funcţii tehnologice cuptoarele sunt agregate energetice complexe, care consumă cantităţi mari de combustibil de calitate superioară. Consumul de combustibil al cuptoarelor industriale ocupă unul din primele locuri în bilanţul general de combustibil al unei ţări, utilizarea judicioasă a acestuia fiind o problemă de actualitate, cu atât mai mult cu cât preţul combustibilului la scară mondială creşte.

4.6.1.2. Părţile principale ale unei instalaţii de cuptor

O instalaţie de cuptor este un agregat complex, adică cuprinde, în afară de cuptorul propriu-zis, o serie de alte instalaţii şi mecanisme anexe, necesare pentru funcţionarea cuptorului.

Figura 4.59 prezintă, în mod schematic o instalaţie de cuptor compusă din următoarele părţi principale:


Fig. 4.59. Schema generală a unui cuptor

1- focar; 2- camera cuptorului; 3- instalaţie regenerativă; 4-cazan recuperator; 5-instalaţie de tiraj; 6-ventilator

1 - Focarul (1) - este adaptat combustibilului utilizat, deci construcţia lui depinde de felul combustibilului. Pentru combustibili solizi se utilizează focare cu grătar, pentru cei lichizi injectoare, iar pentru cei gazaşi arzătoare. Mărimea focarului, arzătoarelor şi injectoarelor depinde, în afară de felul combustibilului şi de debitul de combustibil folosit. Focarul se găseşte sau în imediata apropiere a cuptorului propriu-zis (spaţiului de lucru) sau face parte chiar din acesta. În acest caz, arzătoarele sau injectoarele sunt fixate direct pe pereţii cuptorului şi trimit flăcări în spaţiul de lucru.

2 - Cuptorul propriu-zis (2) este format din spaţiul de lucru în care are loc transmisia căldurii de la gazele produse prin ardere la materialul supus prelucrării.

Spaţiul de lucru este limitat lateral de pereţii cuptorului, jos de vatră şi sus de boltă, care trebuie să suporte temperaturile de regim şi în acelaşi timp să evite evacuarea căldurii spre exterior în atmosferă.

Pentru a îndeplini aceste condiţii, ele se execută în general din două feluri de materiale [1]:

a) spre interior, din material ceramic refractar; acesta trebuie să suporte atât temperatura ridicată a gazelor, cât şi atacul chimic al gazelor, prafului şi zgurilor produse în spaţiul de lucru;

b) spre exterior, pereţii laterali, bolta şi vatra au un strat de material izolator şi de protecţie. Acestea evită pierderile de căldură din spaţiul de lucru şi protejează pereţii contra degradării mecanice.

Toată zidăria cuptorului este înconjurată de un schelet metalic numit armătura cuptorului.

Dimensiunile spaţiului de lucru depind de capacitatea cuptorului şi de regimul lui termic. Cuptoarele pentru încălzit, de exemplu, pot avea o suprafaţă a camerei de lucru între 0,25 şi 60 m2, iar cuptoarele pentru ciment o lungime a tamburului de până la 150 m.


3 - Instalaţia regenerativă (3) permite reducerea temperaturii gazelor de ardere prin preîncălzirea aerului sau a combustibilului gazos înainte de a se introduce în focar.

Prin preîncălzirea aerului şi a combustibilului temperatura de ardere a acestuia se măreşte, ridicând astfel şi temperatura în camera de lucru a cuptorului. În felul acesta se realizează o mărire a economicităţii instalaţiei, micşorându-se consumul specific de combustibil şi mărindu-se randamentul cuptorului, [1].

4 - Cazan recuperator (4). În multe cazuri gazele de ardere, la ieşirea din camera de lucru, conţin mai multă căldură decât cea necesară pentru preîncălzirea aerului şi a combustibilului gazos. În aceste cazuri este indicată instalarea unor cazane recuperatoare pentru producerea aburului sau apei calde (fierbinţi) necesare în scopuri tehnologice. În felul acesta randamentul cuptorului industrial se măreşte semnificativ. Uneori recuperatorul este aşezat imediat după camera cuptorului, preîncălzitoarele de aer şi combustibil fiind amplasate după el.

5 - Instalaţia de tiraj (5) are rolul de a evacua în atmosferă gazele de ardere, precum şi produsele gazoase degajate în urma prelucrării materialului în cuptor.

În majoritatea cazurilor, în camera de lucru a cuptorului, gazele de ardere se află sub o uşoară suprapresiune şi deplasarea lor nu este asigurată de instalaţia de tiraj, ca în cazul generatoarelor de abur. Instalaţia de tiraj asigură de obicei mişcarea gazelor după ce acestea au părăsit camera cuptorului. Tirajul poate fi natural sau asigurat forţat de către un ventilator. Cuptoarele sunt înzestrate şi cu utilaje mecanice care servesc la încărcare, descărcare, transport de materiale în interiorul cuptorului (vagoane, benzi de transport etc.). De asemenea, cuptoarele pot fi înzestrate cu aparate pentru reglajul arderii sau pentru reglarea automată a cuptorului în întregime.

Schema prezentată în figura 4.59 este generală, nu însă şi unică. În unele cazuri căldura care părăseşte cuptorul se foloseşte pentru preîncălzirea materialului înainte de introducerea lui în camera de lucru. Alteori nu este necesară preîncălzirea aerului şi a combustibilului în regeneratoare, aceasta asigurându-se în interiorul cuptorului, utilizându-se căldura materialului care se răceşte etc.

4.6.1.3. Variantele utilizării combustibilului în cuptoarele industriale

Modul de utilizare a combustibilului în focarul cuptoarelor industriale este divers, depinzând atât de tipul combustibilului, cât şi de construcţia şi scopul cuptorului.

Cuptoarele industriale pot funcţiona cu combustibili solizi, lichizi sau gazoşi.

Dintre combustibilii solizi, lemnul şi cărbunele de lemn sunt rar luaţi în consideraţie la încălzirea cuptoarelor industriale, din cauza costului lor ridicat, afară de cazul când sunt disponibile deşeurile de lemn ieftin. Dacă sunt necesare un reglaj bun de temperatură şi o automatizare a dozării aportului de combustibil, nici ceilalţi combustibili solizi nu por fi utilizaţi, afară de cazul când se utilizează instalaţia de ardere cu semigaz [2]. O excepţie importantă o alcătuiesc cuptoarele în vrac, la care combustibilul şi materialul sunt dispuse în straturi alternative, iar aerul


este insuflat sub presiune (furnale, cubilouri, cuptoare de var). De asemenea, o reglare bună a temperaturii şi o automatizare a aportului de combustibil se pot obţine cu praf de cărbune (de exemplu, la cuptoarele de ciment rotative).

Combustibilii gazoşi şi lichizi prezintă mari avantaje la exploatarea cuptoarelor şi anume:

• transport comod, pe conducte, sub presiune;

• permit o ardere cu exces scăzut de aer deoarece se pot amesteca cu aerul mult mai bine;

• posibilitatea repartizării degajării de căldură pe mai multe arzătoare;

• există posibilitatea de potrivire a formei flăcării după geometria interioară a cuptorului respectiv;

• o reglare comodă a procesului de ardere şi a aportului de combustibil;

• lipsa totală de cenuşă în cazul combustibililor gazoşi şi aproape totală, la combustibilii lichizi.

Principiile generale de utilizare a combustibililor solizi în cuptoare sunt prezentate în figura 4.60.

După prima schemă, combustibilul solid natural se utilizează direct în cuptor prin ardere pe grătare. Înainte de ardere se efectuează, în oarecare măsură, o prelucrare mecanică a combustibilului, în scopul măririi gradului de utilizare a acestuia în cuptor: uscare, sortare etc.

După schema a doua, combustibilul solid, după o sortare şi uscare prealabilă este măcinat în mori speciale, iar praful este ars în cuptor sub formă de combustibil pulverizat.

După schema a treia, combustibilul solid este gazeificat în instalaţii speciale. Gazul de generator obţinut, după o prealabilă prelucrare (curăţire) şi o uşoară comprimare este ars în cuptor folosindu-se arzătoare de combustibil gazos.


Fig. 4.60 Variantele utilizării combustibililor solizi în cuptoare

În schema a patra se prevede o ardere a combustibilului în generatoarele unei centrale electrice, energia electrică obţinută după o transformare prealabilă, utilizându-se pentru încălzirea electrică a cuptorului.

Cea mai simplă schemă de utilizare este prima, ea necesitând şi cele mai mici investiţii. Complexitatea schemelor de utilizare a combustibilului solid în cuptoare creşte de la prima la a patra. Alegerea schemei optime se face numai printr-un calcul tehnico-economic care să determine cea mai avantajoasă schemă de utilizare a combustibilului.

Cărbunii folosiţi în cuptoarele industriale pot fi: lignit, huilă sau antracit.

Lignitul se poate prelucra pentru a se transforma în combustibil lichid sau în subproduse chimice. Prin gazeificare cu oxigen se poate obţine gaz de cocserie.

Din huilă, prin încălzire cu îndepărtarea aerului se obţine combustibilul artificial solid, denumit cocs.

Cocsul şi antracitul fiind combustibili bogaţi în carbon, pot fi transformaţi fie în gaz de generator, prin gazeificare cu aer, fie în gaz de apă prin gazeificare cu abur. Arderea cocsului (sau antracitului) în cuptoarele industriale nu are loc direct, în majoritatea cazurilor, ci se produce, mai întâi gaz în generatoare sau se folosesc focare cu semigaz (gaz relativ bogat în CO).

În cuptoarele încălzite cu combustibili, energia chimică, după ce a fost transformată în căldură şi transferată gazelor de ardere, trebuie să fie transmisă, prin intermediul acestor gaze fie direct, fie indirect, produsului sub formă de căldură utilă. Acest lucru se realizează însă, numai parţial întrucât, chiar în cele mai


bune cuptoare, există căi pe care o parte din căldură se scurge în afară în mod inutil.

Totodată, în spaţiul cuptorului, la punctul unde gazele părăsesc cuptorul ele nu se pot răci sub temperatura produsului. De aceea ele vor părăsi cuptorul la o temperatură care se află peste cea a spaţiului înconjurător. Ele posedă încă în acel moment un conţinut de căldură important, care pentru procesul din cuptor este pierdut.

4.6.2. Clasificarea cuptoarelor industriale

În industrie există o mare varietate de cuptoare industriale, cu diferite destinaţii.

Datorită acestei mari diversităţi, o clasificare a cuptoarelor este dificilă şi de aceea, în momentul de faţă, nu există o clasificare unanim acceptată a acestora.

Există totuşi anumite caracteristici generale care pot sta la baza unei clasificări.

1) După destinaţia tehnologică se deosebesc:

- cuptoare metalurgice (furnale pentru producerea fontei din minereu, cuptoare pentru producerea oţelului, cuptoare pentru laminare);

- cuptoare pentru industria constructoare de maşini (pentru tratamente termice, pentru forje etc.);

- cuptoare pentru obţinerea cimentului;

- cuptoare pentru arderea materialelor ceramice etc.

2) Funcţie de procesele care au loc în cuptoare, se deosebesc:

- cuptoare de topire şi de ardere, în care încărcătura care se prelucrează se încălzeşte până la topire (furnale, cuptoare electrice, cuptoare cu creuzete, de topit sticla etc.);

- cuptoare de încălzire, la care materialul supus prelucrării se încălzeşte sub temperatura de topire (recoacere, călire etc.);

- cuptoare de uscare (uscătoare).

Datorită specificului lor, cuptoarele de uscare constituie o grupă specială denumită uscătoare [1].

3) După regimul termic, se deosebesc următoarele tipuri de cuptoare:

- cu regim de temperatură şi cu regim termic constante în timp (cuptoare cu bazin pentru topirea sticlei, cuptoare tunel cu funcţionare continuă);

- cu regim de temperatură constant şi cu regim termic variabil (cuptoare cu funcţionare continuă şi încărcare intermitentă);

- cu regim de temperatură variabil şi cu regim termic constant (cuptoare circulare de tip Hoffman);


- cu regim de temperatură şi cu regim termic variabile în timp (cuptoare cu funcţionare intermitentă).

4) După sursa de căldură se deosebesc cuptoare:

- cu combustibil solid (în strat sau pulverizat);

- cu combustibil lichid;

- cu combustibil gazos;

- cu mai mulţi combustibili (lichid şi gazos sau solid şi gazos);

- la care combustibilul face parte din încărcătură (de exemplu convertizoare, cuptoare pentru ars minereuri cu conţinut de sulf etc.);

- electrice.

5) După modul de transmisie a căldurii:

- cuptoare în care căldura se transmite materialului supus prelucrării datorită arderii combustibilului solid care se amestecă cu materialul. Căldura se transmite materialului de la combustibilul incandescent (prin radiaţie şi conducţie termică) şi de la gazele de ardere (prin radiaţie şi convecţie). Din această categorie fac parte majoritatea cuptoarelor verticale (furnale, cubilouri, cuptoare de ars var etc.);

- cuptoare în care căldura se transmite materialului supus prelucrării de la gazele de ardere. Acestea se mai numesc cuptoare cu flacără. Transmisia căldurii la material se face în principal prin radiaţie de la flacără, de la pereţii şi bolta cuptorului şi prin convecţie de la gazele de ardere. Din această grupă fac parte majoritatea cuptoarelor ca de exemplu: cuptoarele Martin, cuptoarele de forjă, cuptoarele pentru tratamente termice, cuptoarele tunel şi circulare etc.;

- cuptoare în care căldura se transmite materialului prin pereţii camerelor sau ai vasului în care se află materialul. Transmisia căldurii către material se face mai ales prin radiaţie de la pereţii camerelor sau vaselor, prin conducţie, dacă materialul vine în contact cu pereţii vasului şi prin convecţie de la gazele aflate în cameră. Din această categorie fac parte cuptoarele cu muflă şi cele cu retortă);

- cuptoare în care căldura se degajează în materialul supus prelucrării datorită reacţiilor exoterme. În aceste cuptoare, particulele de material care intră în reacţie (a căror temperatură creşte), transmit căldura particulelor alăturate, prin radiaţie şi conducţie. În cazul existenţei gazelor de ardere, căldura se transmite prin radiaţie şi convecţie de la gaze la material. În cazul în care căldura degajată nu este suficientă, se introduce o cantitate suplimentară de căldură produsă prin arderea combustibilului. Din această categorie fac parte cuptoarele pentru arderea minereurilor care conţin sulfuri.


- cuptoare electrice, în care căldura se transmite materialului prin radiaţie de la un arc electric sau de la o rezistenţă, prin conducţie de la rezistenţă, prin convecţie şi radiaţie de la gazele încălzite de rezistenţă, prin radiaţie şi conducţie de la pereţii încălziţi de o rezistenţă şi prin trecerea curentului electric direct prin material. Din această categorie fac parte cuptoarele cu arc electric pentru elaborarea oţelului, cu rezistenţă electrică pentru tratamente termice, de inducţie pentru călire şi cu încălzire mixtă pentru obţinerea carburii de calciu (carbid).

6) După forma camerei de lucru. Spaţiul de lucru este locul în care se aşează materialul care trebuie tratat termic împreună cu adaosurile necesare (de exemplu fondanţi). După forma spaţiului de lucru se deosebesc:

- cuptoare verticale, la care spaţiul de lucru este un puţ cu înălţimea de cel puţin o dată şi jumătate mai mare decât diametrul (furnale, cuptoare de var, cubilouri);

- cuptoare cu camere. Spaţiul de lucru este o cameră cu pereţi permanenţi sau temporari. Materialul se aşează în cameră în strat înalt sub formă de rânduri.

- cuptoare cu vatră, la acre spaţiul de lucru este prevăzut cu una sau mai multe vetre, pe care materialul se aşează într-un strat subţire (cuptoare de încălzire pentru forjă, cuptoare de tratament termic);

- cuptoare cilindrice rotative, la care spaţiul de lucru al cuptorului este format dintr-un tambur orizontal sau înclinat cu 5...10°;

- cuptoare tunel, la care spaţiul de lucru este format dintr-un canal orizontal de lungime mare, în care materialul este transportat în vagonete sau transportoare (cuptoare de încălzire pentru forjă);

- cuptoare cu creuzete, la care spaţiul de lucru este format dintr-o cameră în care se aşează creuzetele. În general materialul se obţine în creuzete în stare topită (cuptoare pentru topirea metalelor neferoase).

- cuptoare cu bazin, la care spaţiul de lucru este format dintr-o cameră, prevăzută la partea inferioară cu un bazin în care produsul se obţine în stare topită.

4.6.3. Principiile generale ale arderii combustibililor în cuptoare

Procedeele de ardere a combustibililor sunt în funcţie de natura combustibililor, destinaţia cuptorului, procesul tehnologic, construcţia şi capacitatea cuptorului.

În cele ce urmează se vor prezenta unele principii generale ale arderii combustibililor în cuptoare, principii care stau la baza construiri focarelor de cuptoare [1], [7].


4.6.3.1. Cuptoare cu temperaturi joase, cu acţiune continuă

Această grupă cuprinde cuptoarele cu temperaturi în cameră de 800...1000°C, folosite pentru prelucrarea termică a metalelor neferoase, a produselor de oţel etc.; gazele de ardere care intră din focar în camera cuptorului trebuie să fie produse de o ardere terminată, deoarece în camera nu se poate realiza o ardere definitivă a gazelor. Practic, arderea stabilă a gazelor în camera cuptorului se poate produce numai când temperatura cuptorului, tc, depăşeşte cu cel puţin 200....300°C temperatura de inflamabilitate a gazului, adică

tc = tinfl + (200...300) grd

Valori curente ale temperaturii de inflamabilitate sunt:

- pentru gaz de furnal, tinfl = 700.....800°C;

- pentru gaz de generator, tinfl = 650.....800°C;

- pentru gaz de iluminat, tinfl = 560.....730°C.

În figura 4.61 este prezentată schema unui cuptor de joasă temperatură. Scăderea temperaturii gazelor de ardere se recomandă să se facă prin amestecarea gazelor fierbinţi cu gaze de evacuare, printr-o recirculaţie de gaze.

Această grupă cuprinde cuptoare cu temperaturi în cameră mai mari de 1000°C (tc > 1000°C). Aici gazele ard stabil chiar în cameră, de exemplu, într-un cuptor de forjă, la temperatura de 1200...1300°C.

Fig.4.61 Cuptor de joasă temperatură cu acţiune continuă

1-focar; 2-camera cuptorului; 3-gaze de ardere; 4-material supus încălzirii.

4.6.3.2. Cuptoare cu temperaturi ridicate, cu acţiune continuă

Dacă gazele care ard sunt răcite brusc, sub temperatura de inflamabilitate, atunci reacţia de ardere se opreşte şi se degajă funingine.

În acest caz poate fi aplicată regula de bază pentru construcţia de cuptoare, potrivit căreia combustibilul trebuie, pe cât posibil, să ardă în apropierea produselor, adică centrul de ardere să fie în camera cuptorului. În asemenea cazuri, focarul şi camera de lucru sunt comasate [6].


În figura 4.62 este prezentată o schemă de construcţie a unui cuptor de acest tip, încălzit cu gaze, păcură sau praf de cărbune.

La cuptoarele de dimensiuni mari care folosesc combustibil solid (huilă sau lignit) se utilizează o construcţie cu focar care produce semigaz, a cărui ardere completă se produce în camera cuptorului, figura 4.63.

Fig. 4.62 Cuptor de temperatură ridicată cu acţiune continuă

1-focar; 2-camera cuptorului; 3-materialul supus încălzirii.

Fig. 4.63 Schema unui cuptor, cu focar cu semigaz, pentru arderea combustibilului aşezat

în straturi

1-alimentarea cu aer primar; 2- aer secundar; 3-grătarul; 4-uşa focarului; 5-uşa pentru conducerea focului; 6-uşa pentru evacuarea zgurii şi cenuşii; 7-zona zgurii; 8-zona de ardere; 9-

zona de reducere; 10-stratul de combustibil proaspăt; 11-semigazul; 12-camera cuptorului. 4.6.3.3. Cuptoare cu ardere discontinuă, cu regim termic variabil

Această grupă de cuptoare se caracterizează prin aceea că produsele supuse prelucrării sunt încărcate când cuptorul este rece; după aceea ele sunt încălzite, conform regimului prescris, până la o temperatură maximă, iar apoi sunt răcite, încălzirea şi răcirea produselor şi a zidăriei cuptorului producându-se concomitent.

În această categorie intră cuptoarele cu cameră pentru arderea (coacerea) produselor ceramice (porţelan, faianţă, refractare).


La aceste cuptoare focarele se construiesc astfel ca, la începutul procesului, când în cuptor temperatura nu este mare (tc < 900....1000°C), în ele să se realizeze o ardere completă a combustibilului. În etapa a doua de ardere, tc > 900....1000°C, iar în focar se stabileşte un regim de focar de semigaz.

4.6.4. Tipuri constructive de cuptoare industriale

În industrie se întâlneşte o mare varietate de tipuri de cuptoare. În continuare se prezintă câteva tipuri care au o mai largă răspândire.

4.6.4.1. Cuptoare verticale (turn)

Cel mai reprezentativ cuptor vertical este furnalul sau cuptorul înalt, care are spaţiul de lucru dispus în lungul axei verticale.

În figura 4.64 este reprezentată schema funcţională a unui furnal.

Fig. 4.64 Schema funcţională a furnalului

Minereul, combustibilul (cocsul) şi fondantul se încarcă (sub formă de şarje) prin gura superioară a furnalului echipată cu un dispozitiv de încărcare.

În tot timpul funcţionării furnalului spaţiul de lucru este izolat de atmosferă prin dispozitivul de încărcare, în vederea recuperării din partea superioară a gazului de furnal, care este apoi folosit drept combustibil în instalaţiile de ardere energetice şi în instalaţiile de încălzire a aerului necesar arderii.

Furnalele sunt instalaţii cu o dublă funcţiune: o funcţie tehnologică (fabricarea fontei) şi o funcţie energetică (producerea gazului de furnal), ceea ce conduce la un randament ridicat de 85-87%.


Din grupa cuptoarelor verticale fac parte, de asemenea cubilourile şi cuptoarele verticale de clingher.

În figura 4.65 este prezentată schema unui cubilou, folosit în turnătoriile de fontă. În aceste cuptoare se topeşte fontă, deşeuri de la turnătorii, alice de fontă şi oţel cu adaos de cocs, drept combustibil şi var drept fondant.

Fig.4.65 Cubiloul

Fig.4.66 Cubilou cu anticreuzet


Aerul de ardere se comprimă cu ajutorul unei suflante şi este introdus în conductele inelare de aer de unde este insuflat în cuptor prin mai multe guri de vânt.

Adeseori, se execută cubilourile cu antecreuzet (figura 4.66). Prin această măsură se obţine o elaborare uniformă a şarjei datorită evacuării neîntrerupte a zgurii şi fontei.

4.6.4.2. Cuptoare cu vatră

Din această categorie tipul reprezentativ este cuptorul Siemens-Martin, care serveşte la elaborarea oţelului de o calitate dorită, pornind de la fierul brut, deşeuri de fier şi oţel, minereu, cu adaos de calcar.

Temperatura de topire a oţelului este de 1550-1650°C, ceea ce impune ca temperatura gazelor de ardere să fie de 1850-1950°C.

Cuptorul Martin, figura 4.67, are două camere de regenerare care servesc la ridicarea temperaturii aerului până la 1000-1200°C şi a combustibilului gazos până la 800-1000°C. Preîncălzirea puternică a celor doi agenţi este necesară pentru atingerea temperaturii de 1800-1950°C în spaţiul de lucru. Temperatura gazelor de ardere la ieşirea din cuptor este de 1750-1850°C şi scade în regenerator până la 500-700°C.

La cuptoarele moderne se folosesc cazane recuperatoare în care se introduc gazele de ardere ieşite din regenerator.

În spaţiul de lucru al cuptorului se introduc materialele aferente elaborării oţelului prin uşile laterale cu ajutorul unor macarale speciale cu braţe.

Productivitatea orară a acestor cuptoare se află între 160 2/ mhkg ⋅ vatră în cazul încălzirii cu gaz de generator şi 320 2/ mhkg ⋅ vatră la gaz de cocserie sau păcură.

Puterea suprafeţei de încălzire este de 300-400 kW/m2 [2].

Prin folosirea oxigenului în locul aerului se pot mări considerabil aceste valori, îmbunătăţindu-se randamentul cuptorului şi reducându-se timpul de topire.

Randamentul unui cuptor obişnuit Siemens-Martin este de 35%, în timp ce al celui care foloseşte oxigen poate atinge 50%.

Cuptoarele cu vatră pot avea vatra fixă ca în cazul cuptorului Martin, fie basculată, figura 4.68.


Fig. 4.67 Schema funcţională a cuptorului Martin

I - spaţiu de topire; II - regeneratorul de aer; III - regeneratorul de gaze combustibile; IV - capul cuptorului; 1-intrarea aerului rece în regenerator; 2-intrarea gazului preîncălzit în

cuptor; 3-intrarea gazului în spaţiul de topire; 4-intrarea aerului rece în regenerator; 5-intrarea aerului fierbinte în capul cuptorului; 6-intrarea aerului fierbinte în spaţiul de topire; 7-canalul

de intrare a gazelor de ardere în regeneratoarele de aer; 8-idem pentru regeneratoarele de gaze; 9- ieşirea gazelor de ardere din regeneratoarele de aer; 10-idem din regeneratoarele de

gaze; 11 şi 12-registre de schimbare a direcţiei gazelor; 13-canal de trimitere a gazelor de ardere la cazanul recuperator.

Fig. 4.68 Cuptor de topit cu vatră basculantă cu rezistenţe electrice


4.6.4.3. Cuptoare de topire cu creuzet Aceste cuptoare de topire pot fi încălzite cu cocs, gaz, păcură sau curent electric. În aceste cuptoare există unul sau mai multe creuzete în care se află metalul topit sau aliajul.

Şarja nu este în contact direct cu flacăra şi - dacă se iau măsuri de prevenire - nici cu gazele de ardere. Acest contact ar putea fi, în multe cazuri periculos deoarece, o baie de metal topit absoarbe uşor gazele.

Cuptoarele de topit cu creuzet, ca cel din figura 4.69 se execută cu creuzet fie demontabil sau nedemontabil.

Creuzetele pot fi confecţionate din grafit cu un element de aliere ceramic, din carbură de siliciu sau din fontă, în funcţie de regimul termic al cuptorului. De exemplu, pentru aliaje de aluminiu sau magneziu se întrebuinţează creuzete din oţel sau fontă (au conductivitate termică mai mare faţă de cele din grafit sau carbură de siliciu).

Spaţiul de lucru al acestor cuptoare poate fi de secţiune circulară, dreptunghiulară sau ovală.

Fig. 4.69 Cuptor cu creuzet încălzit cu cocs

4.6.4.4. Cuptoare cu propulsie

Aceste cuptoare sunt cele mai utilizate utilaje continue pentru laminoare, reprezentativ fiind cel cu trei zone termice şi cu încălzire bilaterală, figura 4.70, [4].


Fig. 4.70 Schema cuptorului cu propulsie cu trei zone şi încălzire bilaterală

1-zona de preîncălzire; 2-zona de încălzire; 3-zona de egalizare; 4-arzător; 5-canal de fum; 6-împingător; 7-orificii de încărcare şi descărcare; 8-glisiere; 9-suporturi pentru glisiere; 10-vatră

monolit

Ele se folosesc pentru încălzirea lingourilor de oţel înainte de prelucrarea la cald. Gazele de ardere circulă în contracurent cu materialul care se deplasează pe şine.

În camera de temperatură înaltă, temperatura gazelor de ardere ajunge până la 1400-1500°C, iar în zona de preîncălzire scade până la 800-1000°C [9], [10].

4.6.4.5. Cuptoare cu combustibil din secţiile de forjă

În secţiile de forjă se folosesc, în mod frecvent, cuptoare cu funcţionare ciclică, cum sunt cele cu vatră fixă (cu una două camere sau cu fantă), unul dintre acestea fiind prezentate în figura 4.71, pentru încălzirea semifabricatelor cu dimensiuni reduse şi cele cu vatră mobilă, pentru încălzirea lingourilor de dimensiuni mari, în vederea forjării prin presare.

Fig. 4.71 Cuptor cu vatră fixă pentru forjă

1-spaţii de lucru; 2-arzător; 3-canal de fum; 4-orificiu de încărcare - descărcare; 5-semifabricat


Cuptorul cu vatră mobilă are aceeaşi configuraţie ca şi cel cu vatră fixă, dar vatra este deplasabilă pe orizontală.

4.6.4.6. Cuptoare rotative

Aceste cuptoare sunt formate dintr-un tambur cilindric de tablă căptuşit cu material refractar, având axa puţin înclinată faţă de orizontală.

Lungimea tamburului variază între 2-50 m, diametrul interior fiind de 1,5-3 m.

Cilindrul este rezemat pe două sau mai multe perechi de role şi este prevăzut cu o coroană dinţată, cu ajutorul căreia este acţionat cu o mişcare de rotaţie, figura 4.72.

Fig. 4.72 Cuptor rotativ

Materialul se încarcă printr-o pâlnie la o extremitate şi se descarcă prelucrat la celălalt capăt al tamburului.

Procesele fizico-chimice au loc sub influenţa căldurii dezvoltate prin arderea combustibilului care se transmite materialului supus arderii în condiţiile deplasării acestuia în contracurent cu gazele de ardere [8].

Aerul necesar arderii se suflă cu ajutorul unui ventilator; materialul umple numai o parte a secţiunii cuptorului. Pentru a mări suprafaţa de contact între gazele de ardere şi material, tamburul cuptorului este prevăzut cu şicane.

Cuptorul rotativ serveşte pentru calcinarea, prăjirea, uscarea şi arderea diverselor materiale.

În faţa cuptorului se află focarul.

În cazul arderii clincherului de ciment la temperatura de 1400-1450°C se foloseşte drept combustibil păcură, praf de cărbune, gaze naturale sau de cocserie.

Cuptoarele rotative pentru clincher au lungimi mai mari, de 70-170 m. Înclinarea tamburului este de 4°.

La arderea magnezitei metalurgice la temperatura de 1650°C se foloseşte drept combustibil păcura cu exces mic de aer.


Pentru arderea şamotei la temperatura de 1300-1350°C şi a varului la temperatura de 1200-1300°C se poate întrebuinţa, pe lângă combustibilii citaţi şi gazul de gazogen care poate fi preîncălzit.

4.6.4.7. Cuptoare tunel

Aceste cuptoare sunt utilizate în special pentru arderea produselor ceramice. După forma canalului de lucru ele pot fi: cu canal drept (figura 4.73) sau cu canal circular.

Fig. 4.73 Schema de funcţionare a unui cuptor tunel

Principiul de funcţionare al acestor cuptoare constă în deplasarea continuă a vagoanelor încărcate cu produse care se ard în contracurent cu gazele de ardere. Convenţional cuptorul se împarte în zonele de preîncălzire, ardere şi răcire. Transmisia căldurii se realizează fie direct de la gazele de ardere la material, fie prin intermediul muflei, în care caz gazele de ardere nu intră în spaţiul de lucru.

Aceste cuptoare au dezavantajul stratificării curenţilor (curenţi calzi la partea superioară şi reci la bază). Pentru evitarea acestui neajuns se realizează o circulaţie transversală (forţată) a gazelor de ardere în zona de preîncălzire sau a aerului în zona de răcire.

Viteza gazelor în cuptor pentru evitarea stratificării curenţilor, trebuie să fie de 1-1,5 m/s, iar viteza de înaintare a trenului de vagonele 1-2,5 m/h. Fiind un cuptor cu funcţionare continuă cu posibilităţi de recuperare a căldurii fizice a gazelor de ardere, el este unul din cuptoarele cu randamentul termic cel mai bun.

4.7. GENERATOARE DE ABUR

4.7.1. Schema de ansamblu

Aburul constituie unul din cei mai importanţi vectori energetici întâlniţi în industrie, el putând fi utilizat atât ca agent motor (ex. antrenări de turbine), cât şi direct în cadrul unor procese (ex. industria chimică). În consecinţă, generatorul de abur reprezintă o instalaţie prezentă într-un număr mare de aplicaţii industriale.

Generatorul de abur are rolul de a transforma apa în abur saturat sau supraîncălzit pe baza căldurii provenite, printre altele, din arderea unor combustibili fosili sau din recuperarea căldurii provenite din diverse procese industriale.


În practica curentă majoritatea generatoarelor de abur sunt de tip acvatubular, ele reprezentând obiectul prezentului capitol. Un accent deosebit se va pune asupra generatoarelor de abur bazate pe arderea unor combustibili, urmând ca în subcapitolul 4.7.6. să fie subliniate o serie de particularităţi ale celor recuperatoare.

Generatorul de abur acvatubular are în componenţă canale de dimensiuni relativ mari în care sunt imersate sisteme de ţevi. Gazele de ardere provenite din arderea combustibililor circulă prin canale, pe la exteriorul ţevile, cedând căldură către agentul termic (apă şi abur) care este vehiculat prin interiorul acestora. Arderea combustibililor se realizează într-o zonă situată la baza canalelor, numită focar. Pereţii canalelor pot fi realizaţi fie din materiale ceramice rezistente la temperaturi înalte (cărămizi refractare), fie din membrane metalice răcite la interior cu apă şi/sau abur. In figura 4.74 sunt prezentate elementele menţionate mai sus.

4.7. 2. Combustibili utilizaţi în generatoarele de abur

Generatoarele de abur utilizează o mare varietate de combustibili, conform celor prezentate în tabelul 4.5.

Combustibilii solizi şi lichizi se caracterizează printr-o stare iniţială, care defineşte compoziţia masică exprimată în procente, în condiţiile reale de utilizare (4.126). In cadrul compoziţiei se disting 5 elemente:C – carbon; H – hidrogen; O – oxigen; N – azot; - sulf combustibil şi două substanţe:A – masa minerală necombustibilă, denumită şi cenuşă; W - umiditatea.

cS

t

. [%] (4.126.) 100=++++++ it

iic

iiii WASNOHC

Tabelul 4.5.

Categorii de combustibili utilizaţi în mod curent în generatoarele de abur

Solizi Lichizi Gazoşi cărbune (cărbune brun, huilă, antracit) şisturi bituminoase deşeuri solide combustibile biomasă

păcură gaz natural gaze reziduale combustibile (provenite din industria metalurgică, rafinării) biogaz


structură de rezistenţă

canal gaze de ardere

focar

sisteme de ţevi

alimentare combustibil

Fig. 4.74. Generator de abur acvatubular utilizat în centralele convenţionale cu abur

Similar, combustibilii gazoşi se caracterizează printr-o compoziţie volumetrică exprimată în procente (relaţia 4.127).

∑ =+++++++ 100222222 OHHCSHONHCOCO nm . [%] (4.127)

Puterea calorifică reprezintă cantitatea de căldură degajată prin arderea completă a unităţii de masă sau volum a combustibilului. In mod uzual, în cazul combustibililor folosiţi în generatoarele de abur se utilizează puterea calorifică inferioară, care nu ţine seama de căldura latentă de vaporizare a vaporilor de apă din gazele de ardere.

In cazul combustibililor solizi şi lichizi, dacă se cunoaşte compoziţia la stare iniţială, puterea calorifică inferioară ( ) se determină cu relaţia: i

iQ

( ) it

ic

iiiii WSOHCQ ⋅−−⋅−⋅+⋅= 1,251091,1029339 , [kJ/kg] (4.128)

unde componentele combustibilului sunt exprimate în procente.

Pentru un combustibil gazos anhidru (fără conţinut de vapori de apă), puterea calorifică inferioară este dată de expresia:

∑ ⋅⋅= ijij

anhi QrQ ,100

1 , [kJ/m3N] (4.129)

180


unde: este participaţia volumetrică a componentei j, în %; - puterea calorifică inferioară a componentei j, în kJ/m3N.

jr ijiQ ,

In tabelul 4.6 sunt prezentate puterile calorifice inferioare pentru o serie de combustibili utilizaţi în mod curent în generatoarele de abur.

Tabelul 4.6.

Puteri calorifice inferioare pentru combustibili utilizaţi în CCA

Cărbune brun (inclusiv lignit) 5 000 – 16 000, kJ/kg Huilă 20 000 – 30 000, kJ/kg Antracit 29 000 – 31 000, kJ/kg Păcură 39 000 – 42 000, kJ/kg Gaz natural (inclusiv gazul de sondă) 30 000 – 36 000, kJ/m3N Gaz de furnal 3 000 – 5 000, kJ/m3N Gaz de cocserie 14 000 – 19 000, kJ/m3N

4.7.3. Circuitul apă – abur

4.7.3.1. Structura

Circuitul apă – abur al generatorului este format din sisteme de ţevi imersate în canalele de gaze de ardere. Din punct de vedere funcţional se disting următoarele suprafeţe de transfer de căldură care intră în componenţa acestui circuit: economizor, vaporizator, supraîncălzitor primar şi supraîncălzitor intermediar.

Economizorul (ECO) realizează creşterea de temperatură a apei de alimentare până la o valoare apropiată de cea de saturaţie. Transferul de căldură între apă şi gazele de ardere este de tip convectiv.

Vaporizatorul (VAP) asigură trecerea apei din fază lichidă în cea de abur saturat. Transferul de căldură se realizează preponderant prin radiaţie.

Supraîncălzitorul primar (SÎ) realizează supraîncălzirea aburului produs de către vaporizator până la nivelul de temperatură dorit. Transferul de căldură se poate realiza atât convectiv, cât şi radiativ.

Supraîncălzitorul intermediar (SÎI) apare în cazul centralelor termoelectrice convenţionale şi asigură o creştere a temperaturii aburului deja destins în corpul de înaltă presiune al turbinei.

Modul în care se realizează transferul de căldură, pe de-o parte, şi nivelul de temperatură necesar a fi atins de către agentul apă – abur, pe de altă parte, impun modul în care aceste suprafeţe de schimb de căldură sunt amplasate în interiorul canalelor de gaze de ardere.


EC

SI, SÎI

VA

combustibi+

FOCAR

co

Fig. 4.75. Amplasarea suprafeţelor de schimb de căldură în generatoarele de abur bazate pe

arderea unor combustibili

La interiorul ţevilor VAP are loc o schimbare de fază (vaporizare), coeficienţii de transfer de căldură având valori ridicate. În aceste condiţii devine interesantă plasarea VAP în focar unde, la exteriorul ţevilor coeficienţii de transfer de căldură sunt deasemeni mari. Acest lucru se datorează faptului că în această zonă transferul de căldură se face preponderent prin radiaţie (temperatura în interiorul focarului depăşeşte 1000 °C).

Va rezulta pentru VAP o valoare ridicată a coeficientului global de transfer de căldură, implicând o suprafaţă necesară de transfer de căldură redusă, cu efecte benefice asupra costului generatorului de abur.

În cazul SI, SÎI şi ECO situaţia este diferită: coeficienţii globali de transfer de căldură posibili a fi obţinuţi la interiorul ţevilor sunt sensibil mai mici decât pentru VAP. Cele trei suprafeţe de transfer de căldură sunt amplasate în zona convectivă, poziţia fiind dictată de temperatura care trebuie atinsă pe parte de agent apă – abur:

- în zona convectivă de înaltă temperatură: SI şi SÎI;

- în zona convectivă de joasă temperatură: ECO.

În figura 4.75 este prezentat schematic modul în care circuitul apă – abur este dispus în interiorul canalelor de gaze de ardere.

Se menţionează faptul că există tipuri de generatoare de abur la care o parte din ţevile supraîncălzitorului primar sunt amplasate în focar, lângă cele corespunzătoare vaporizatorului. Pentru aceste ţevi transferul de căldură se realizează preponderent prin radiaţie.

182


Din punct de vedere al modului în care se realizează circulaţia agentului apă – abur în interiorul vaporizatorului, generatoarele de abur pot fi cu circulaţie naturală, cu circulaţie forţată multiplă sau cu circulaţie forţată unică. (figura 4.76).

Fig. 4.76. Circuitul apă – abur al generatorului de abur

a – cu circulaţie naturală; b – cu circulaţie forţată multiplă; c – cu circulaţie forţată unică

1 – economizor; 2 – vaporizator; 3 – supraîncălzitor; 4 – pompă de alimentare; 5 – tambur; 6 – purjă; 7 – pompă de circulaţie; 8 – butelie separatoare

4.7.3.2. Domenii de utilizare şi parametrii de funcţionare

Tipul de generator utilizat într-o aplicaţie dată depinde în mod direct de cerinţele consumatorului de abur.

În aplicaţii industriale (cu excepţia celor din sectorul producerii energiei electrice) parametrii aburului sunt dictaţi de necesităţile consumatorului (procesul tehnologic industrial). În general nivelul de presiune este inferior valorii de 100 bar, fiind preferate generatoare cu circulaţie naturală. Existenţa tamburului poate asigura de asemeni o corectare a regimului chimic al apei de alimentare, mai ales în condiţiile în care în aceasta apar impurităţi provenite din procesele industriale. În tabelul 4.7 sunt prezentate câteva exemple de astfel de generatoare fabricate în România.

Tabelul 4.7

Exemple de generatoare de abur industriale fabricate în România

Debit, t/h 10 30 50 50 Presiune abur, bar 16 16 35 40 Temperatură abur, °C 350 250 450 450 Combustibil gaz natural lignit gaz natural lignit Randament, % 90 82 90,5 83

3 3 3

2

2

5 5

6 6

1 1 12 4 4 4

7

8

ba) ) c)


În sectorul producerii energiei electrice parametrii aburului produs de generator rezultă din necesitatea de a obţine randamente de conversie cât mai ridicate. În tabelul 4.8 sunt prezentate principalele caracteristici pentru generatoare de abur energetice fabricate în România.

Tabelul 4.8

Exemple de generatoare de abur energetice fabricate în România

Debit, t/h 120 420 525 1035 Presiune abur, bar 98 137 196 196 Temperatură abur, °C 540 550 540 540 Tip circulaţie naturală naturală forţată unică forţată unică Combustibil gaz natural lignit lignit lignit Randament, % 93 85 86,5 87,5

4.7.4. Circuitul aer – gaze de ardere

Circuitul aer – gaze de ardere al unui generator de abur îndeplineşte următoarele funcţiuni:

- vehicularea şi preîncălzirea aerul necesar arderii;

- filtrarea gazelor de ardere;

- evacuarea în atmosferă a gazelor de ardere.

Din punct de vedere al circulaţiei aerului şi gazelor de ardere se disting următoarele cazuri:

a) Tiraj natural

Nu există ventilatoare de aer sau de gaze de ardere. Circulaţia se face pe baza înălţimii canalelor de gaze de ardere şi a coşului de fum, acestea asigurând un tiraj natural. Soluţia se aplică la generatoare de mică capacitate.

b) Tiraj suflat

În circuit se prevede doar ventilator de aer. Generatoarele de acest tip lucrează cu suprapresiune în focar, deci este necesară o etanşare foarte bună a canalelor de gaze de ardere. Soluţia este întâlnită la generatoare mici care utilizează hidrocarburi şi la cele pe cărbune cu ardere în pat fluidizat.

c) Tiraj aspirat

Generatorul are doar ventilatoare de gaze de ardere, iar în focar se stabileşte o depresiune. Această variantă se aplică la generatoare mici pe cărbune sau lemn, cu ardere pe grătar.

d) Tiraj mixt

184


În circuit se întâlnesc ventilatoare atât de aer, cât şi de gaze de ardere. Reprezintă soluţia cea mai întâlnită în centralele electrice.

În figura 4.77 este prezentat cazul cel mai general al unui generator de abur cu tiraj mixt care utilizează drept combustibil cărbunele. După cum se poate observa, pe lângă canalele în care este amplasat sistemul apă – abur, circuitul aer – gaze de ardere cuprinde un număr important de echipamente auxiliare.

Filtrul de aer are rolul de a reţine impurităţile mecanice care ar conduce la erodarea paletajului ventilatorului de aer, fiind amplasat chiar în aspiraţia acestuia.

La ieşirea din zona circuitului apă – abur, gazele de ardere se caracterizează printr-o temperatură relativ ridicată (în general peste 350 °C). Evacuarea lor în atmosferă la o asemenea temperatură ar reprezenta o importantă pierdere energetică pentru generatorul de abur. Pentru diminuarea acestor pierderi se introduce în circuit un preîncălzitor de aer. Aceasta are rolul de a preîncălzi aerul necesar arderii pe baza căldurii conţinută în gazele de ardere evacuate spre coş. Rezultă o serie de efecte benefice cum ar fi îmbunătăţirea arderii şi creşterea randamentului generatorului de abur.

Fig. 4.77. Circuit aer – gaze de ardere cu tiraj mixt (combustibil cărbune)

1 – filtru de aer; 2 – ventilator de aer; 3 – preîncălzitor de aer; 4 – sistem de ardere; 5 – focar; 6 – circuit apă – abur; 7 – instalaţie de filtrare a oxizilor de azot; 8 – instalaţie de filtrare pulberi; 9 –

ventilator de gaze de ardere; 10 – instalaţie de filtrare oxizi de sulf; 11 – evacuare gaze de ardere în atmosferă; 12 - combustibil

Gazele de ardere nu pot fi răcite oricât, fiind necesară asigurarea unei bune dispersii a noxelor în atmosferă, pe de-o parte, şi evitarea condensării vaporilor de apă, pe de altă parte. Se menţionează că, prin condensarea vaporilor de apă pe suprafeţele metalice ale canalelor de gaze de ardere, poate apărea un fenomen nedorit de coroziune al acestor suprafeţe. Temperatura de condensare a vaporilor de apă (temperatura de rouă) este cu atât mai ridicată cu cât conţinutul de sulf din combustibil este mai mare. În tabelul 4.9 sunt prezentate intervale recomandate pentru temperatura de evacuare în atmosferă, în funcţie de tipul combustibilului.

Tabelul 4.9

1 2 34 5 6 77 8 9 10 11

12


Valori uzuale pentru temperatura de evacuare în atmosferă a gazelor de ardere

Tip combustibil Temperatură de evacuare, °C Gaz natural 100 – 120 Păcură cu conţinut redus de sulf ( ) %1<cSi

120 – 125

Păcură cu conţinut ridicat de sulf ( ) %1>i

cS130 – 150

Cărbune superior (antracit, huilă) 120 – 130 Lignit 140 - 160

Sistemul de ardere cuprinde instalaţiile de preparare ale combustibilului precum şi arzătoarele. Aceste sisteme diferă fundamental în funcţie de tipul combustibilului: solid, lichid sau gazos.

Prin arderea combustibililor apar o serie produse care au un efect nociv asupra mediului înconjurător: pulberi, oxizi de azot, oxizi de sulf, monooxid de carbon. Legislaţia în vigoare impune concentraţii maxim admisibile în gazele de ardere pentru aceste noxe, îndeosebi pentru generatoarele de abur cu o putere termică instalată mai mare de 50 MWt (caracteristice centralelor electrice). Respectarea acestor limite necesită introducerea în circuitul gazelor de ardere a unor filtre care să reţină pulberile, oxizii de azot şi de sulf. Poziţionarea filtrelor depinde de tipul funcţional al acestora, în figura 4 fiind prezentată doar una din variantele cele mai des aplicate în centralele electrice. O filtrare corespunzătoare a gazelor de ardere va permite alegerea de valori pentru temperatura de evacuare în atmosferă mai mici decât cele prezentate în tabelul 4.9. Filtrul de pulberi are şi un rol tehnologic, el reţinând particulele solide care ar conduce la erodarea paletelor ventilatorului de gaze de ardere.

4.7.5. Analiza energetică a generatorului de abur

4.7.5.1. Bilanţul termic

Pentru a putea pune în evidenţă pierderile de căldură şi a determina randamentul unui generator de abur este necesară efectuarea unui bilanţ termic. În acest scop trebuie fixată o suprafaţă de referinţă în raport cu care sunt definite fluxurile termice componente ale acestui bilanţ. Pentru generatoarele de abur, drept suprafaţă de referinţă poate fi aleasă suprafaţa exterioară a canalelor de gaze de ardere în care sunt dispuse circuitul apă – abur şi preîncălzitorul de aer (figura 4.78).

Relaţia generală prin care se exprimă bilanţul termic al unui generator de abur este:

paburi QQQ += , [kW] (4.130)

186


unde: este puterea termică intrată în suprafaţa de referinţă, în kW; iQ aburQ - puterea termică corespunzătoare aburului produs de generator, în kW; - puterea termică pierdută sub diferite forme în mediul ambiant, în kW.

pQ

Puterea termică intrată în generatorul de abur se determină cu relaţia :

aerinjapaci QQQQQ +++= , [kW] (4.131)

unde: este puterea termică introdusă odată cu combustibilul, în kW; - puterea termică a apei de alimentare la intrarea în generatorul de abur, în kW; - puterea termică corespunzătoare aburului injectat în generator pentru diverse scopuri tehnologice (ex. pulverizare combustibil lichid), în kW; - puterea termică corespunzătoare aerului de ardere, în kW.

cQ apaQ

injQ

aerQ

La rândul ei, puterea termică corespunzătoare combustibilului este:

, [kW] (4.132) ciic hBQBQ ⋅+⋅=

unde: B este debitul de combustibili introdus în focar, în kg/s; - entalpia sensibilă a combustibilului, kJ/kg.

ch

Fig. 4.78. Schema de bilanţ termic pentru un generator de abur

T – tambur; ECO – economizor; VAP – vaporizator; SÎ – supraîncălzitor; PA – preîncălzitor de aer

Pentru cazul cel mai general, în care se utilizează un combustibil solid, pierderile de căldură sunt date de expresia:

apă de alimentare

aer de ardere

gaze de ardere

aECO

PA

cenuşă, zgură

VAP

T purjă

a

SÎ

abur

combustibil

suprafaţă de referinţă


PJzgexmchevp QQQQQQQ +++++= , [kW] (4.132)

unde este puterea termică sensibilă (fizică) a gazelor arse evacuate, în kW; - puterea termică pierdută datorită arderii incomplete din punct de vedere

chimic a combustibilului, în kW; - puterea termică pierdută datorită arderii incomplete din punct de vedere mecanic a combustibilului, în kW; - puterea termică pierdută în mediul înconjurator prin convecţie şi radiaţie, în kW; - puterea termică pierdută datorită produselor solide evacuate pe la baza focarului (îndeosebi sub formă de zgură şi cenuşă), în kW; - puterea termică pierdută datorită purjei, în kW.

evQ

chQ

mQ

exQ

zgQ

PJQ

4.7.5.2. Randamentului generatorului de abur

Randamentul pe cale directă ( dη ) se defineşte ca raportul dintre puterea termică utilă, respectiv puterea termică consumată de generatorul de abur. Relaţia utilizată în mod uzual în acest scop este:

( )

100⋅⋅

+⋅−=

ii

aercaad QB

QhBQη , [%] (4.133)

unde: este puterea termică preluată în generator de către agentul apă – abur, în kW.

aaQ

În cazul în care se neglijează debitul de purjă, iar generatorul de abur nu este prevăzut cu supraîncălzire intermediară, va rezulta:

( )apaaburaburaa hhDQ −⋅= , [kW] (4.134)

( ) ( )

100⋅⋅

+⋅−−⋅=

ii

aercapaaburaburd QB

QhBhhDη , [%] (4.135)

unde: abur este producţia de abur a generatorului, în kg/s; abur - entalpia specifică a aburului produs de generator, în kJ/kg; - entalpia specifică a apei de alimentare la intrare în suprafaţa de referinţă, în kJ/kg.

D h

apah

Determinarea randamentului pe cale directă se aplică pentru cazane aflate în faza de operare şi este condiţionată de măsurarea cu mare precizie a unor elemente cum ar fi debitele de apă, abur şi combustibil. De multe ori măsurarea debitului de combustibil are un grad relativ ridicat de imprecizie, îndeosebi în cazul cărbunilor. În această situaţie, pentru determinarea randamentului se preferă metoda indirectă.

Randamentul pe cale indirectă are la bază relaţia de bilanţ termic scrisă sub forma (în ipoteza în care se neglijează Q şi ): inj PJQ

( ) zgexmchevapaaburd QQQQQQQQ +++++−= , [kW] (4.136)

188


unde: este puterea termică disponibilă corespunzătoare combustibilului, în kW. dQ

aercd QQQ += . [kW] (4.137)

Împărţind expresia 4.137 cu şi înmulţind cu 100 se va obţine expresia randamentului pe cale indirectă, exprimată în procente;

dQ

( )zgexmchevd

apaaburi qqqqq

QQQ

++++−=⋅−

= 100100η , [%] (4.138)

unde: reprezintă pierderi specifice de căldură, în %. zgexmchev qqqqq ,,,,

Pierderile specifice prezentate mai sus pot fi determinate relativ uşor existând posibilitatea de a utiliza diagrame şi relaţii construite pe baze statistice. Spre deosebire de cazul anterior, expresia randamentului pe cale indirectă poate fi aplicată atât în faza de operare, cât şi în cea de proiectare a unui generator de abur.

Pierderea specifică de căldură prin ardere incompletă din punct de vedere mecanic este proprie combustibililor solizi. Ea reprezintă căldura chimică a parţii combustibile din materialele căzute în pâlnia focarului sau antrenate de gazele de ardere. În exploatarea instalaţiilor de ardere acestea se calculează cu relaţia:

ii

CCa

CCai

m Q

Aq ant

tanant

cz

czcz⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

−

⋅+

−⋅

⋅⋅=

100100327

, [%] (4.139)

unde: Ai este conţinutul procentual de cenuşă din combustibil, în %; acz, aant - fracţiile de cenuşă din materialul rezultat în focar şi respectiv antrenat de gazele de ardere, în % ; Ccz, Cant - procentele de substanţă combustibilă în materialul căzut şi antrenat.

Pierderea specifică de căldură cu gazele evacuate reprezintă căldura fizică (sensibilă) a gazelor de ardere care părăsesc instalaţia. Relaţia de calcul este:

( ) ( ) ( )[ ]

ii

coaumevevevgmev Q

iTITIqq

−⋅−⋅⋅−= 0

0,01,01 αα, [%] (4.140)

unde: ( evevg TI , )α este entalpia gazelor de ardere evacuate la temperatura de

evacuare a gazelor din instalaţie Tev, în kJ/kg sau kJ/Nm3; ( )00 TIaum – entalpia

aerului umed teoretic la temperatura mediului ambiant T0, în kJ/kg sau kJ/Nm3; ico – entalpia specifică a combustibilului la temperatura mediului ambiant T0, în kJ/kg sau kJ/Nm3; evα – excesul de aer ce ţine cont de infiltraţiile de aer fals pe întreaga instalaţie.

Pentru calcule rapide se poate folosi formula semiempirică:

( ) ( ) ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

⋅−⋅+⋅⋅⋅−⋅= −

bT

TCKqqev

evevevmev α

αα 02 01,0110 , [%] (4.141)


unde: Tev şi T0 reprezintă temperatura gazelor evacuate în ºC iar coeficienţii K, C şi b depind de natura combustibilului şi de umiditatea raportată a acestuia (tabelul 6).

Tabelul 4.10

Valorile coeficienţilor K, C şi b pentru calculul pierderii qev

Combustibil K C b Antracit, cărbuni săraci în volatile

53,3~02,0 rapW⋅+ 35,3 8,0~04,032,0 rapW⋅+ 0,12

Huile rapW⋅+ 02,05,3 rapW⋅+ 04,04,0 0,14* Cărbuni bruni rapW⋅+ 021,0463 rapW⋅+ 042,051,0 ra, pW⋅+ 011,016,0 Sisturi rapW⋅+ 021,03 rapW⋅+ 043,065,0 ra45, pW⋅+ 012,019,0 Lemne rapW⋅+ 02,03 rapW⋅+ 044,08,0 rapW⋅+ 01,025,033, Păcură ~3,5 ~0,45 0,13 Gaze naturale 3,53 0,60 0,18 Gaze de sondă 3,52 0,62 ~0,18

*) Dacă raprap WbW ⋅+=≥ 014,012,0,2

Pierderea specifică de căldură prin ardere incompletă din punct de vedere chimic reprezintă căldura chimică a componentelor carburante din gazele de ardere şi care este pierdută în urma evacuării acestora din instalaţia de ardere. În exploatare, pentru determinarea pierderilor de căldură prin ardere incompletă chimic se utilizează formula :

( ) ( )ii

HCHCSHSHHHCOCOmch Q

VQVQVQVQqq nmnm∑ ⋅+⋅+⋅+⋅⋅⋅−

= 222201,01

, [kJ/kg sau

kJ/Nm3] (4.142)

unde: QCO, QH2, QH2S, QCmHn sunt puterile calorifice inferioare ale componentelor carburante din gazele de ardere evacuate, în kJ/Nm3; VCO, VH2, VH2S, VCmHn – volumele componentelor respective, în Nm3/kg sau Nm3/Nm3.

Dacă se notează Qinc = 126,4.CO+108.H2+358.CH4, în kJ/Nm3, atunci se pot folosi pentru calculul pierderilor prin ardere incompletă chimic formulele:

- pentru combustibili solizi:

( ) incch Qq ⋅−⋅= 02,0026,0 α . [%] (4.143)

- pentru păcură:

( ) incch Qq ⋅−⋅= 05,0026,0 α . [%] (4.144)

190


- pentru gaz natural:

( ) Qq incch ⋅−⋅= 10,0026,0 α . [%] (4.145)

- pentru gaz de sondă:

( ) incch Qq ⋅−⋅= 08,0026,0 α . [%] (4.146)

Pierderea specifică de căldură în mediul înconjurător se datorează faptului că atât pereţii generatorului de abur au la suprafaţa lor exterioară (în contact cu aerul) o temperatură mai mare decât a mediului ambiant. Acest lucru face posibilă existenţa unui flux de căldură prin radiaţie şi convecţie de la pereţi la exterior.

qex se poate determină prin însumarea pierderilor de căldură proprii fiecărui element din suprafaţa exterioară a cazanului care schimbă căldură cu mediul înconjurător. Astfel relaţia de calcul este :

( )

BQ

TTSq

ii

iii

i

ex ⋅

−⋅⋅=∑ 0α

, [%] (4.147)

unde: Si este aria suprafeţei elementului de construcţie “i”, în m2; αi - coeficientul de transfer de căldură prin radiaţie şi convecţie de la elementul de construcţie “i” la mediul înconjurător, în kW/m2/K; Ti - temperatura elementului de construcţie “i”, în K; T0 - temperatura mediului ambiant, în K.

Coeficientul de transfer de căldură αi se poate estima cu relaţia:

⎪⎭

⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛−⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛⋅−

+−⋅⋅= −4

04

0

40

3

1001001016,1

TTTT

cTTm i

iiiα

,[kW/m2/K] (4.148)

unde: m este un coeficient ce depinde de orientarea suprafeţei (pentru suprafeţe cilindrice şi plane verticale m = 2,2 iar pentru suprafeţe orizontale orientate către în sus m= 1,8); c - coeficient de radiaţie (pentru tablă neagră, c = 4).

Pierderea specifică de căldură datorată produselor solide evacuate la baza focarului este proprie combustibililor solizi, ea reprezentând căldura fizică a materialului colectat în pâlnia focarului şi care este evacuat din instalaţie:

ii

zgzgi

zg QTcA

q⋅⋅

= , [%] (4.149)

unde: czg este căldura specifică a zgurii în kJ/kg/K; Tzg – temperatura zgurii la ieşirea din focar în ºC.

4.7.5.3. Caracteristica energetică a generatorului de abur

În figura 4.79 este prezentată variaţia tipică a randamentului în funcţie de sarcină pentru un generator de abur. Se poate observa că randamentul este proiectat să atingă valori maxime pentru sarcini mai scăzute decât cea nominală (uzual în


intervalul 80...90 %). Acest lucru ţine seama de faptul că, în timpul operării, debitul de abur produs de generator este în general mai mic decât cel nominal.

randament

[%]

Fig. 4.79. Variaţia randamentului generatorului de abur în funcţie de sarcină

Caracteristica energetică a generatorului de abur reprezintă relaţia de dependenţă dintre consumul de combustibil, respectiv producţia de abur (figura 4.80). Se observă existenţa unui consum de combustibil de mers în gol ( ) pentru care producţia de abur este nulă. Acest consum este necesar pentru acoperirea pierderilor de putere termică care nu depind de producţia de abur a generatorului. Analitic, caracteristica energetică este dată de expresia:

0B

aburDbBB ⋅+= 0 , [kg/s] (4.150)

unde B este consumul de combustibil al generatorului, în kg/s; - consumul de mers în gol, în kg/s; b – coeficient a cărui valoare depinde de sarcina generatorului, în (kg combustibil/kg abur); - producţia de abur a cazanului, în kg/s.

0B

aburD

Curbele prezentate în figurile 4.79 şi 4.80 caracterizează un anumit generator de abur pentru o serie de condiţii date: calitate combustibil, parametrii aer de ardere, parametrii apă de alimentare, etc. În momentul în care aceste condiţii iniţiale se schimbă va rezulta implicit o modificare a formei curbelor care descriu randamentul şi caracteristica energetică a generatorului de abur.

B0

B [kg/s]

80 90naburDaburD100

[%]

192


Fig. 4.80. Caracteristica energetică a generatorului de abur

4.7.6. Generatoare de abur recuperatoare de căldură

4.7.6.1. Domenii de utilizare

Un număr important de procese industriale se caracterizează prin producerea unor cantităţi de gaze de ardere reziduale, care în mod normal sunt disipate în atmosferă. Dacă aceste gaze de ardere conţin o cantitate de căldură semnificativă ca valoare, iar potenţialul lor termic este suficient de ridicat, atunci este posibilă utilizarea lor pentru a produce abur. În acest scop sunt utilizate generatoare de abur recuperatoare, a căror structură şi funcţionalitate diferă semnificativ de cele bazate pe arderea unor combustibili.

Aplicaţii de acest tip pot fi întâlnite îndeosebi în procese din industriile chimică şi energetică. Un exemplu tipic este reprezentat de ciclurile combinate gaze – abur care echipează centralele electrice. În acest caz gazele de ardere eşapate din turbina cu gaze sunt utilizate pentru producerea de abur care la rândul lui este destins într-o turbină cu abur. În figura 4.81 este prezentată schematic o astfel de instalaţie.

GA


Fig. 4.81. Schema de principiu pentru un ciclu combinat gaze-abur

ITG - instalaţie de turbină cu gaze; GA – generator de abur recuperator; TA - turbină cu abur; C - condensator de abur; PA - pompă de alimentare; a - aer; b - combustibil; c - gaze de ardere;

d - abur; e - apă de alimentare

4.7.6.2. Configuraţia unui generator de abur recuperator

Ca şi în cazul generatoarelor de abur bazate pe arderea unor combustibili, se întâlnesc patru tipuri posibile de suprafeţe de schimb de căldură convective având funcţionalităţi similare: economizorul (ECO), vaporizatorul (VAP), supraîncălzitorul primar (SÎ), respectiv supraîncălzitorul intermediar(SÎI).

Faţă de un generator de abur convenţional deosebirea majoră constă în dispunerea suprafeţelor de schimb de căldură. Nivelul de temperatură al gazelor de ardere recuperate din diverse procese industriale este în general de ordinul sutelor de grade şi nu favorizează schimbul de căldură prin radiaţie. Astfel, amplasarea suprafeţelor de schimb de căldură va depinde doar de nivelul termic care trebuie atins pe parte de agent apă-abur. Acestea sunt înseriate în raport cu direcţia de curgere a gazelor de ardere încât, la limită, generatorul de abur poate fi considerat un schimbător de căldură în contracurent. În figura 9 este prezentată în mod schematic amplasarea suprafeţelor de schimb de căldură pentru acest tip de generator de abur.

Din punct de vedere al parametrilor aburului produs se fac următoarele comentarii :

- Temperatura este limitată de potenţialul termic al gazelor de ardere recuperate ;

- Presiunea este dictată de cerinţele consumatorului de abur.

co

EC

VA

SI, SÎI

gaze de

194


Fig. 4.82. Amplasarea suprafeţelor de schimb de căldură într-un generator de abur recuperator

Unul din elementele care diferenţiază din punct de vedere constructiv şi funcţional cazanele recuperatoare este tipul circulaţiei agentului apă - abur în sistemul vaporizator. Soluţiile întâlnite în mod uzual sunt cele cu circulaţie naturală, respectiv cu circulaţie forţată multiplă.

În prima variantă circulaţia în sistemul vaporizator se face pe baza diferenţei de densitate între apa care coboară şi emulsia apă-abur care urcă spre tambur. Înălţimea ţevilor vaporizatorului trebuie să fie suficient de mare, impunând o dispunere pe orizontală a cazanului din punct de vedere al traseului de gaze de ardere (figura 4.83). În acest caz ţevile care formează suprafeţele de schimb de căldură sunt dispuse vertical, fiind suspendate de plafonul cazanului.

Pentru generatoare de abur cu circulaţie forţată multiplă, prezenţa pompei de circulaţie în sistemul vaporizator reduce înălţimea necesară pentru ţevile acestuia. Cazanul recuperator poate fi dispus în acest caz pe verticală (figura 4.84). Ţevile prin care circulă agentul apă-abur sunt dispuse pe orizontală, susţinerea fiind asigurată de suporţi verticali. În tabelul 4.11 sunt prezentate comparativ cele două tipuri de generatoare de abur recuperatoare. Se menţionează faptul că în ultima perioadă de timp au fost dezvoltate şi o serie de generatoare de abur recuperatoare prevăzute cu circulaţie forţată unică în sistemul vaporizator.

În general temperaturile pe parte de agent primar sunt suficient de mici astfel încât să nu fie necesară o protejare prin răcire a pereţilor canalelor de gaze de ardere. Aceştia sunt confecţionaţi din materiale uşoare care au drept principal obiectiv reducerea pierderilor de căldură în mediul înconjurător.

gaze de ardere

T Abur

Apă

Coş

SI VAP ECO Fig. 4.83. Schiţa unui generator de abur recuperator cu circulaţie naturală

T - tambur


gaze de ardere

T

Abur

Apă

Coş

PC

SI

VAP

ECO

Fig. 4.84. Schiţa unui generator de abur recuperator cu circulaţie forţată multiplă

T - tambur; PC - pompă de circulaţie.

Tabelul 4.11

Comparaţie între generatoare de abur recuperatoare cu circulaţie naturală, respectiv cu circulaţie forţată multiplă

Tipul CR Circulaţie naturală Circulaţie forţată multiplă Dispunere CR Orizontală Verticală Suprafaţa de teren ocupată

Mare, crescând odată cu numărul de nivele de presiune pe parte de abur

Minimă

Comportare la sarcini parţiale

Ţevile fierbătoare din sistemul vaporizator sunt relativ groase, rezultând o inerţie termică ridicată. La sarcini scăzute apar probleme în ce priveşte circulaţia. Nu răspunde bine la variaţii bruşte de sarcină. Minim tehnic ridicat.

Ţevile fierbătoare sunt de diametru mic, rezultând o inerţie termică scăzută. Pompele menţin stabilitatea circulaţiei la sarcină scăzute. Timpi de pornire mici.

196


Fiabilitate Ridicată Scăzută prin prezenţa pompelor de circulaţie şi a numărului sporit de armături

Consumul propriu de energie electrică

Minim Majorat prin prezenţa pompelor de circulaţie

4.8. TURBINE

4.8.1. Turbine cu abur

4.8.1 1. Cicluri termodinamice cu turbine cu abur

Ciclul termodinamic care stă la baza funcţionării centralelor termoelectrice convenţionale este ciclul cu abur supraîncălzit, cunoscut şi sub denumirea de ciclul Hirn (figura 4.85). Principala caracteristică este faptul că, pentru a produce lucrul mecanic, este utilizat abur supraîncălzit.


a) b) Fig. 4.85. Cicluri termodinamice cu turbine cu abur

a – ciclul Hirn; b – ciclul Rankine

Se disting următoarele transformări:

• 0 - 1: destindere cu producere de lucru mecanic - transformare izentropă;

• 1 - 2: cedare de căldură la sursa rece a ciclului - transformare izobară;

• 2 - 3: compresie cu consum de lucru mecanic - transformare izentropă;

• 3 - 4 - 5 - 1: încălzire la sursa caldă a ciclului - transformare izobară.

Într-o serie de centrale electrice nucleare, solare, geotermale poate fi întâlnit de asemeni şi ciclul Rankine. În acest caz, spre deosebire de ciclul Hirn, pentru producerea de lucru mecanic se utilizează abur saturat (figura 4.85.b).

În figura 4.86 este prezentată o instalaţie care funcţionează având la bază un ciclu de tip Rankine sau Hirn.

Fig. 4.86. Instalaţie care funcţionează după un ciclu Rankine - Hirn

GA - generator de abur; TA - turbină cu abur; GE - generator electric; K - condensator; PA - pompă de alimentare.

TA

T

GE

G

P

K

s

5

0

x = x =

T

x = 122

4

1

3 4 0

x =

3

s


Generatorul de abur are rolul de a vaporiza apa şi de a o transforma în abur saturat sau supraîncălzit. Acest proces se realizează cu aport de căldură din exterior (arderea unui combustibil fosil, fisiune nucleară, energie geotermală, captare energie solară).

Turbina cu abur asigură destinderea aburului, producând lucrul mecanic.

Generatorul electric transformă energia mecanică produsă de turbină în energie electrică.

Condensatorul asigură condensarea vaporilor de apă eşapaţi din turbină. Reprezintă sursa rece a ciclului termodinamic. Pentru evacuarea căldurii spre exterior se poate utiliza drept agent de răcire apa sau (mai rar) aerul atmosferic.

Schematic, figura 4.87 prezintă lanţul transformărilor energetice care apar în circuitul termic.

În condiţiile de mai sus este valabilă următoarea definiţie: Turbina cu abur este o maşină termică motoare, care transformă energia aburului în energie mecanică.

K PAG T

Energie

(combustibili fosili, fisiune nucleară, energie solară, energie geotermală)

Lucru mecani

c spre

Aport de lucru

mecanic

Cedare căldură

spre exterio

Fig. 4.87. Lanţul transformărilor energetice

4.8.1.2. Treapta de turbină

Treapta de turbină reprezintă elementul în care energia termică a aburului este transformată în lucru mecanic. O treaptă de turbină este compusă din (figura 4.88):

• o parte statorică, constituită dintr-un şir de canale fixe numite ajutaje;

• un rotor pe care sunt dispuse palete.

Atât ajutajele, cât şi paletele, se fixează pe piese-suport. Pereţii dintre ajutaje se fixează pe plăci circulare numite diafragme, care fac parte integrantă din statorul turbinei. Paletele se montează pe discuri sau pe tamburi, care la rândul lor se fixează pe arborele turbinei.


După direcţia de curgere a aburului, treptele pot fi (figura 4.89):

• axiale, când aburul circulă paralel cu axul de rotaţie al turbinei;

• radiale, când aburul circulă perpendicular pe ax;

• diagonale, când aburul circulă oblic faţă de ax.

În ajutaje energia termică a aburului este transformată în energie cinetică. Are loc un proces de destindere (scădere a presiunii) prin care aburul îşi măreşte viteza. În palete pot avea loc două categorii de procese (figura 4.90):

• energia cinetică a aburului este transformată în lucru mecanic.

• o parte din energia termică a aburului este transformată în energie cinetică (are loc un proces de destindere).

În acest mod, energia aburului este transferată paletelor, asigurând învârtirea rotorului.

Fig. 4.88. Elementele unei trepte

D – diafragmă; A – ajutaj; P – paletă

Fig. 4.89. Tipuri de trepte

a – axiale; b – radiale; c - diagonale

Ajutaje

Palete Energie

Energie

Lucru mecani

Energie

Energie

0 1 2


Fig. 4.90. Procese din treapta de turbină

4.8.1. 3. Categorii de turbine cu abur. Analiza energetică

Structura turbinei cu abur

Căderile de entalpie prelucrate de o turbină sunt deosebit de mari, de ordinul 1000....1500 kJ/kg. Este necesară transformarea treptată a energiei aburului în lucru mecanic în mai multe trepte. O turbină cu abur, în configuraţia ei cea mai simplă, cuprinde (figurile 4.91 şi 4.92):

• parte rotorică formată dintr-un arbore pe care sunt fixate paletele prin intermediul unor discuri. Rotorul se sprijină la cele două capete pe lagăre.

• parte statorică (carcasa) pe care sunt fixaţi pereţii ajutajelor prin intermediul unor diafragme. Carcasa are două părţi: inferioară, respectiv superioară.

Admisia aburului se efectuează pe la un capăt al turbinei. Aburul se destinde succesiv în treptele turbinei şi apoi este evacuat pe la celălalt capăt.

Fig. 4.91. Secţiune printr-o turbină cu abur axială (schiţă)

1 - carcasă superioară; 2- carcasă inferioară; 3 - diafragmă; 4 - ajutaje; 5 - disc; 6 - palete 7 - arbore; 8 - admisie abur în turbină; 9 - eşapare abur din turbină.

Destinderea aburului în turbină se efectuează cu scădere de presiune, respectiv cu creştere de volum specific. Va rezulta o creştere a debitului volumetric de abur în lungul turbinei şi implicit o creştere a secţiunii de trecere prin ajutaje şi palete.


Această creştere de secţiune se obţine prin mărirea atât a diametrului la care sunt amplasate ajutajele şi paletele, cât şi a înălţimii acestora. Efectul este o formă evazată a turbinei.

carcasă inferioară

rotor

discuri cu palete

postament turbină

Fig. 4.92. Vedere a unei turbine cu abur fără carcasă superioară

După cum s-a precizat anterior, forţa produsă prin lovire de către un fluid este de două ori mai mare pentru o placă concavă, în raport cu cea plană. În consecinţă va rezulta pentru palete o secţiune de acest tip (vezi figura 4.93). Pentru ajutaje se va adopta o formă similară de data aceasta scopul fiind direcţionarea corectă a fluxului de abur între două şiruri de palete succesive, pe de-o parte şi realizarea unei micşorări a secţiunii de trecere în vederea asigurării destinderii aburului, pe de altă parte.

Consideraţii economice au condus la necesitatea mai multor tipuri de turbină, unele scumpe şi cu randament bun, altele mai ieftine, dar cu randament mai slab. Se disting:

a) Turbină cu o singură treaptă: A - P

b) Turbină cu trepte de viteză: A - P - P - P

Destinderea se realizează într-un singur ajutaj, iar energia cinetică este prelucrată în mai multe şiruri de palete, numite şi trepte de viteză.

c) Turbine cu trepte de presiune: A - P - A - P - A - P (figura 4.91) Ajutajele şi paletele alternează. Sunt turbine cu randament ridicat dar şi mai scumpe faţă de variantele anterioare. Majoritatea covârşitoare a


turbinelor cu abur întâlnite în centralele termoelectrice fac parte din această categorie.

Fig. 4.93. Forma ajutajelor şi paletelor

A – ajutaje; P - palete

Clasificarea turbinelor cu abur

Din punct de vedere funcţional turbinele cu abur se pot clasifica după cum urmează:

• În funcţie de modul de producere a forţei în palete:

- Turbine cu acţiune;

- Turbine cu reacţiune;

- Turbine cu reacţiune redusă ( 15,0<ρ ).

• În funcţie de parametrii aburului la intrarea în turbină:

- Turbine cu abur saturat (întâlnite îndeosebi la centralele nuclearoelectrice);

- Turbine cu abur supraîncălzit.

• În funcţie de destinaţie:

- Turbine destinate pentru antrenări mecanice. Lucrul mecanic produs de turbină este utilizat pentru antrenarea unor pompe, compresoare, etc.

- Turbine cu abur energetice, care sunt utilizate în centralele electrice.

• În funcţie de efectele utile produse turbinele energetice pot fi:


- Turbine de condensaţie pură: energia aburului este folosită exclusiv pentru producerea de lucru mecanic.

- Turbine de cogenerare: o parte din abur este extras de la prizele turbinei şi este utilizat pentru alimentarea unui consumator termic. Efectele utile sunt atât lucrul mecanic dezvoltat prin destinderea aburului, cât şi energia termică livrată către consumator.

• În funcţie de presiunea aburului la ieşirea din turbină:

- De condensaţie: 15,0<ep bar;

- Cu eşapare în atmosferă: 2,1...1=e bar; p

- Cu vid înrăutăţit: 1...7,0=ep bar;

- Cu contrapresiune: aatmosferic . e pp >

Ultimele două categorii sunt utilizate în aplicaţii de cogenerare.

Din punct de vedere constructiv turbinele cu abur se clasifică după:

- Direcţia de curgere a aburului: axiale, radiale, diagonale;

- Numărul de corpuri de turbină;

- Numărul de fluxuri în paralel la eşaparea din turbină.

Considerente legate de dimensiunea maximă pe care o pot avea paletele aferente ultimei trepte impun realizarea părţii de joasă presiune cu mai multe fluxuri în paralel. Tabelul 4.12 prezintă principalele caracteristici tehnice pentru o serie de turbine cu abur existente în centralele termoelectrice din România.

Tabelul 4.12.

Principalele caracteristici tehnice ale unor turbine cu abur existente în centralele termoelectrice din România

Denumire comercială F1C - 330 K – 210 - 130 F1L - 150 VT - 100

Putere electrică nominală, MW

330 210 150 100

Tip de condensaţie pură

de condensaţie pură

cu condensaţie şi prize de cogenerare


tabelul 4.12 Supraîncălzire intermediară Da Da Da Nu


Presiune abur la intrare, bar 188 127

Temperatură abur la intrare, °C

535 565 535

Denumire comercială DSL - 50

Putere electrică nominală, MW

50 12 6 3

Tip cu condensaţie şi prize de cogenerare


cu contrapresiune şi prize de cogenerare

cu contrapresiune şi prize de cogenerare

Supraîncălzire intermediară Nu Nu Nu Nu

Presiune abur la intrare, bar 127

Temperatură abur la intrare, °C

565

SÎI – supraîncălzire intermediară

În figurile 4.94 – 4.96 sunt prezentate configuraţiile pentru o serie de turbine cu abur.

a)

K

CIP CMJP VR2

P P

VR1

∼

VR2

VR1


b)

Fig. 4.94. Turbină de cogenerare cu condensaţie

a) schemă de principiu; b) secţiune

CIP – corp de înaltă presiune; CMP – CMJP – corp de medie şi joasă presiune;EA – eşapare abur; P - prize; VR1, VR2 – ventile de reglaj

VR

GE

CIP ∼

a)

P P EA


VR

b)

Fig. 4.95. Turbină de cogenerare cu contrapresiune

a) schemă de principiu; b) secţiune

CIP – corp de înaltă presiune; CMP – corp de medie presiune; P – prize; EA – eşapare abur

a) schemă de principiu

b) secţiune

Fig. 4.96. Turbină de condensaţie pură cu supraîncălzire intermediară

CIP – corp de înaltă presiune; CMP – corp de medie presiune; CJP – corp de joasă presiune; SII – supraîncălzire intermediară

P EA

CISI

CMP CJP

GE

CJP

CMP CIP

legătură CMP - CJP


Performanţele energetice ale turbinei

Principalii indicatori de performanţă ai unei turbine cu abur sunt puterea internă dezvoltată prin destinderea aburului, respectiv randamentul intern.

Pentru cazul concret al turbinei prezentate în figura 4.97.a. puterea internă este dată de relaţia:

( )211 hhDP −⋅= , [kW] (4.151)

unde: este debitul masic de abur intrat în turbină, în kg/s; - entalpia specifică a aburului la intrarea în turbină, în kJ/kg; - entalpia specifică a aburului la ieşirea din turbină, în kJ/kg.

1D 1h

2h

Pentru o turbină cu abur prevăzută cu extracţii de abur la prize (figura 4.97.b.), puterea internă se determină cu relaţia:

, [kW] (4.152) ( ) (∑=

−⋅−−⋅=n

ipipi hhDhhDP

12211 )

unde: este debitul masic de abur extras la priza i, în kg/s; -entalpia specifică a aburului extras la priza i, în kJ/kg.

piD pih

Randamentul intern al turbinei reprezintă eficienţa cu care a fost utilizată căderea disponibilă de entalpie. El ţine seama de toate categoriile de pierderi interne (din interiorul, respectiv exteriorul treptelor de turbină), putând fi calculat cu relaţia:

t

i hhhh

21

21

−−

=η , (4.153)

unde: este entalpia specifică a aburului la intrarea în turbină, în kJ/kg; - entalpia specifică a aburului la ieşirea din turbină, în kJ/kg; - entalpia specifică teoretică la ieşirea din turbină, corespunzătoare unei destinderi izentropice, în kJ/kg.

1h 2h

th2

Fig. 4.97. Turbină cu abur

a – fără prize; b – cu prize

1

2

D1 D1 1

2Dp1 Dp2 Dp3

Dpi Dpn a) b)


Caracteristica energetică a turbinei cu abur

Caracteristica energetică a unei turbine reprezintă relaţia de dependenţă dintre debitul de abur sau căldura intrată în turbină, pe de-o parte, şi puterea produsă la bornele generatorului electric, pe de altă parte. Caracteristica energetică este deosebit de utilă în procesul de operare al centralelor electrice, permiţând o predeterminare a regimurilor de funcţionare a turbinelor cu abur.

Din punct de vedere analitic, caracteristica energetică pentru o turbină cu condensaţie pură este dată de relaţia 4.154.

αtgPDD ⋅+= 0 , [kg/s] (4.154)

unde: D este debitul de abur intrat în turbină, pentru un regim de funcţionare dat, în kg/s; - debitul de mers în gol al turbinei, în kg/s;P - puterea electrică produsă pentru un regim de funcţionare dat, în kg/s;

0Dα - unghiul caracteristicii energetice

(figura 4.98).

Debitul de mers în gol repezintă debitul de abur intrat în turbina aflată în rotaţie, pentru care puterea produsă la bornele generatorului electric este nulă. Tot lucrul mecanic produs de acest debit de abur este utilizat pentru compensarea pierderilor mecanice ale turbinei, respectiv a pierderilor generatorului electric.

Se defineşte coeficientul de mers în gol:

ND

Dx 0

0 = , (4.155)

unde reprezintă debitul nominal de abur la intrarea în turbină, în kg/s. ND

Valoarea coeficientului de mers în gol variază în funcţie de tipul turbinei: de la 0,08 (pentru o turbină cu condensaţie şi supraîncălzire intermediară) până spre 0,3 (pentru o tubină cu contrapresiune).

D

P

DN

PN

D0 α

Fig. 4.98. Reprezentarea grafică a caracteristicii energetice a unei turbine cu abur cu

condensaţie pură

Tinând seama de cele de mai sus, expresia caracteristicii energetice devine:


( ) PdxPdxD spnNspn ⋅⋅−+⋅⋅= 00 1 , [kg/s] (4.156)

unde: reprezintă puterea la bornele generatorului electric pentru regimul

nominal de funcţionare, în kW;

NP

N

Nspn P

Dd = reprezintă consumul specific nominal

de abur al turbinei, în kg/kJ.

Expresiile şi diagramele de mai sus sunt valabile pentru o turbină cu condensaţie pură. În cazul turbinelor de cogenerare apar o serie de variabile suplimentare (extracţiile de abur pentru alimentarea consumatorului termic; presiunea la prizele de cogenerare) care complică forma acestor expresii şi diagrame (figura 4.99).

Fig. 4.99. Reprezentarea grafică a caracteristicii energetice a unei turbine cu abur de

cogenerare cu condensaţie şi priză reglabilă

D1 – debitul de abur intrat în turbină; Dp – debitul de abur extras la priza de cogenerare; PB – puterea electrică la bornele generatorului; Dc – debitul de abur prin coada de condensaţie

4.8.2. Instalaţii de turbine cu gaze

4.8.2.1. Consideraţii generale

Instalaţia de turbină cu gaze (ITG) este o maşină termică care realizează conversia energiei chimice a combustibilului în energie mecanică, utilizând ca agent termic un gaz. Gazele utilizate în acest scop pot fi: aer, gaze de ardere, dioxid de carbon, heliu, etc.

Ciclul termodinamic după care evoluează instalaţiile moderne de turbine cu gaze este ciclul Brayton, întâlnit în literatura de specialitate şi sub denumirea de Joule. În figura 4.100 este prezentată în coordonate temperatură-entropie (T-s) forma

D1

mincD

maxpD

max1D

maxcD

PB

D0

Dp = 0

maxBP


ciclului Brayton teoretic, pentru care se disting următoarele transformări termodinamice:

• 1 - 2 compresie izentropă

• 2 - 3 încălzire izobară

• 3 - 4 destindere izentropă

• 4 - 1 răcire izobară

Fig. 4.100. Ciclul Brayton teoretic

Din punct de vedere al modului de interacţiune între agentul termic şi produsele de ardere corespunzătoare sursei calde a ciclului, se disting:

• ITG în circuit deschis

Agentul de lucru se amestecă cu produsele de ardere la sursa caldă şi apoi se destind împreună în turbină, pentru a fi ulterior eşapate în atmosferă. Din punct de vedere termodinamic nu se poate vorbi în acest caz despre un ciclu propriu-zis. Închiderea acestuia se realizează prin intermediul atmosferei, care reprezintă în acelaşi timp şi sursa rece a ciclului. În mod exclusiv, la ITG în circuit deschis se utilizează ca agent termic aerul.

• ITG în circuit închis

Spre deosebire de cazul anterior, atât sursa caldă, cât şi sursa rece a ciclului se caracterizează prin prezenţa unor suprafeţe de schimb de căldură. Agentul termic nu intră în contact direct nici cu produsele de ardere, nici cu fluidul de răcire. Masa de agent termic se conservă în interiorul ciclului, deci se pot utiliza în acest scop gaze mai scumpe, dar cu proprietăţi termodinamice mai bune decât ale aerului: CO2, He.

Într-o proporţie covârşitoare, în centralele termoelectrice se utilizează ITG în circuit deschis. ITG în circuit închis au o răspândire limitată, putând fi întâlnite în

3

4

1

2p

p

T

s


cadrul unor filiere de centrale nuclearo-electrice. În prezenta lucrare se abordează ITG din prima categorie.

În figura 4.101 sunt prezentate schema de principiu pentru o ITG în circuit deschis şi procesul real în coordonate T-s.

a) b)

Fig. 4.101. ITG în circuit deschis

a) Schema de principiu; b) Reprezentarea procesului în coordonate T-s

K- compresor; CA - cameră de ardere; TG - turbină cu gaze; FA - filtru de aer; AZ - amortizor de zgomot; G - generator electric

Pe scurt, modul de funcţionare al unei ITG în circuit deschis poate fi descris astfel:

• Aerul este aspirat de compresor prin intermediul unui filtru FA. Acesta are rolul de a opri eventualele impurităţi mecanice care ar conduce la degradarea paletajului compresorului.

• După compresie, aerul pătrunde în camera de ardere unde se amestecă cu combustibilul. Energia necesară compresiei este furnizată de turbina cu gaze (compresorul şi turbina cu gaze sunt dispuse pe aceeaşi linie de arbori).

• Produsele de ardere ies din CA şi se destind în turbina cu gaze producând lucru mecanic. O parte din lucrul mecanic produs este utilizat pentru antrenarea compresorului, iar cealaltă parte este transmisă către generatorul electric.

• Gazele de ardere sunt eşapate în atmosferă prin intermediul unui amortizor de zgomot care are rolul de a reduce poluarea fonică.

4.8.2.2. Parametrii caracteristici de proiect ai ciclului itg

01

2

3

4 5

Tp2

p0

s


Principalii parametrii care caracterizează ciclul termodinamic ce stă la baza funcţionării ITG sunt:

• Temperatura înainte de turbina cu gaze ( 3T conform figurii 4.100)

• Raportul de compresie:

1

2

pp

K =ε . (4.157)

Aceşti doi parametri sunt utilizaţi de furnizorii de ITG în cataloagele de prezentare a produselor proprii.

Din punct de vedere al modului în care este definită temperatura înainte de turbina cu gaze, există trei variante posibile:

• 3T reprezintă temperatura medie a gazelor de ardere pe bordul de fugă al ajutajelor primei trepte din turbină ( AT3 ). Firma General Electric şi licenţiaţii ei utilizează această definiţie. O astfel de temperatură indică punctul de la care începe extracţia de lucru mecanic.

• 3T este determinată conform normelor International Standards Organisation (ISO) ( BT3 ). Este o temperatură fictivă ce rezultă în urma unui bilanţ termic pe sistemul de combustie. Reprezintă temperatura de intrare într-o turbină cu gaze echivalentă, fără răcire cu aer a paletelor rotorice şi statorice, care produce acelaşi efect ca şi turbina reală.

• 3T reprezintă temperatura reală de intrare în ajutajele primei trepte a turbinei ( CT3 ). Practic, acest mod de definire nu este utilizat de către constructorii de ITG.

În figura 4.102 este prezentată amplasarea relativă a celor trei temperaturi definite mai sus.

Pentru o turbină prevăzută cu sisteme de răcire, temperatura definită de ISO ( ) este întotdeauna mai mică decât cea corespunzătoare firmei General Electric ( ), diferenţa dintre ele putând depăşi 35 - 40 °C.

BT3AT3


Fig. 4.102. Modul de definire al temperaturii înainte de turbina cu gaze

G.A. - gaze de ardere; A - ajutaje; P - palete

În ceea ce priveşte efectul variaţiei şi 3T Kε asupra performanţelor nominale ale ITG se cunosc următoarele elemente:

• Creşterea lui 3T conduce în mod nemijlocit la creşterea randamentului şi puterii ITG.

• Există o valoare a raportului de compresie ( max,K ηε ) pentru care

randamentul ITG devine maxim (în ipoteza 3T = const.).

• Există o valoare a raportului de compresie ( maxL,Kε ) pentru care puterea

ITG devine maximă (în condiţiile în care 3T şi debitul de aer aspirat de compresor rămân constante).

• Întotdeauna este valabilă relaţia:

. (4.158) max,

max, LKK ε>ε η

În funcţie de valoarea raportului de compresie aleasă pentru dimensionare, se disting două familii de instalaţii de turbine cu gaze:

• ITG de tip industrial ("heavy-duty")

Se caracterizează prin faptul că încă de la început ele au fost gândite pentru aplicaţii industriale (producere de energie electrică sau antrenări mecanice). Tehnologia de fabricaţie a acestora se bazează pe cea corespunzătoare turbinelor cu abur. Obiectivul unei astfel de ITG este de a furniza o putere cât mai mare pentru un debit dat de aer aspirat de compresor. În consecinţă, pentru dimensionare se utilizează ε . max

K L,


• ITG de tip aeroderivativ

Proiectarea acestor tipuri de instalaţii are la bază concepţia de realizare a motoarelor de aviaţie. Principala cerinţă ce trebuie îndeplinită este realizarea unui consum specific de combustibil cât mai redus, pentru a limita cantitatea de carburant care trebuie transportată. Este necesară obţinerea unui randament cât mai ridicat, deci pentru dimensionare se utilizează . max

,K ηε

T

Valorile lui şi cresc odată cu . Deci, pentru a obţine un efect maxim asupra randamentului şi puterii, creşterea valorii de proiect a lui trebuie însoţită de o mărire corespunzătoare a raportului de compresie.

maxL,Kε max

,K ηε 3T

3T

4.8.2.3. Soluţii de creştere a performanţelor ITG

Mărirea temperaturii înainte de turbină, ca o măsură de creştere a performanţelor ITG, este totuşi limitată de nivelul de dezvoltare tehnologică atins la un moment dat. Ca o metodă de îmbunătăţire a performanţelor ITG pot fi abordate în continuare soluţiile de perfecţionare a ciclului termodinamic.

Destinderea fracţionată combinată cu arderea intermediară

În figura 4.103 este prezentată o ITG cu destindere fracţionată în două trepte, cu ardere intermediară, împreună cu ciclul termodinamic aferent.

După primul corp de turbină (TG1) destinderea este întreruptă, gazele de ardere urmând a fi introduse într-o a doua cameră de ardere (CA2). Excesul de aer din gazele de ardere evacuate din CA1 este relativ mare (în general peste 2,5), deci există posibilitatea arderii unei cantităţi suplimentare de combustibil. Astfel, temperatura gazelor de ardere poate urca până la o valoare comparabilă cu cea corespunzătoare ieşirii din CA1 ( T ≅ ). 3 5

Efectul scontat al introducerii celei de-a doua camere de ardere este o creştere sensibilă a puterii unitare a ITG, în condiţiile în care debitul de aer aspirat de compresor şi temperatura maximă a ciclului rămân neschimbate.


FA AZ

K1 TG2 G

CA2

1

2 3 4 5

6

TG1

CA1

Fig. 4.103. ITG cu destindere fracţionată şi ardere intermediară

p2=pp5=p

p1=p

s

T

2

1

A 6

45

3

B

a - schema de principiu; b - ciclu termodinamic teoretic

CA1, CA2 - camere de ardere, TG1, TG2 - corpuri de turbină

Efectul scontat al introducerii celei de-a doua camere de ardere este o creştere sensibilă a puterii unitare a ITG, în condiţiile în care debitul de aer aspirat de compresor şi temperatura maximă a ciclului rămân neschimbate.

Recuperarea internă de căldură

În scopul creşterii randamentului, un mod eficient este reprezentat de introducerea unui schimbător de căldură, în maniera prezentată în figura 4.104.

Gazele de ardere, înainte de a fi evacuate din ITG, servesc la preîncălzirea aerului refulat din compresor. Efectul scontat este o diminuare a consumului de combustibil a ITG, în condiţiile în care puterea produsă rămâne neschimbată.

FA

K TG G

CA

1

2

5 RC

2’ 3

4

Fig. 4.104. ITG cu recuperare internă de căldură - schemă de principiu

RC - recuperator de căldură


Compresia fracţionată combinată cu răcirea intermediară

În figura 4.105 este prezentată o ITG cu compresie fracţionată şi răcire intermediară a aerului, împreună cu ciclul termic corespunzător.

FA AZ

RI CA

K1 K2 TG G

1

2 3 4 5

6

Fig. 4.105. ITG cu compresie fracţionată şi răcire intermediară

a - schema de principiu; b - ciclul termic teoretic;

K1, K2 - compresoare; RI - răcitor intermediar

Compresia aerului este efectuată în două etape, între acestea fiind introdus un răcitor intermediar. Obiectivul urmărit este ca prin scăderea temperaturii de intrare în a II-a treaptă de compresie (T ), lucrul mecanic consumat de compresor să scadă. Efectul final va fi o creştere a puterii unitare a ITG, în condiţiile în care debitul de aer aspirat de compresor rămâne neschimbat.

3

4.8.2.4. Componentele ITG

Concepţia de ansamblu a ITG

În raport cu o unitate energetică care are la bază un ciclu convenţional cu abur, una din principalele caracteristici ale ITG este structura compactă. Pentru exemplificare, în figura 7 este prezentată o secţiune printr-o ITG de tip MS 7000 EA, de fabricaţie General Electric, iar în figura 8 este dată o vedere a unei ITG de provenienţă Siemens.

Se pot face următoarele observaţii generale:

• Sursa caldă a ITG, camera de ardere, are dimensiuni mult mai reduse decât cele ale unui cazan de abur, care îndeplineşte aceeaşi funcţie în cadrul centralelor termoelectrice convenţionale cu abur.

• Cele trei piese principale ale ITG - compresorul de aer, camera de ardere, turbina cu gaze - sunt amplasate una lângă alta. Se elimină astfel necesitatea unor canale lungi de legătură între aceste componente.

p4=p

p2=

p1=

s

T

2

1

4

5

BA

63


• Utilizarea ca sursă rece a aerului atmosferic elimină de asemenea condensatorul şi celelalte circuite voluminoase de apă de răcire întâlnite uzual la turbinele cu abur.

Fig. 4.106. ITG de tip MS 7000 EA de fabricaţie General Electric

Fig. 4.107. Vedere a unei ITG de fabricaţie Siemens

1 – admisie aer în compresor ; 2 – compresor ; 3 – cameră de ardere; 4 – arzătoare; 5 – admisie gaze de ardere în turbină; 6 – turbină cu gaze; 7 – eşapare gaze de ardere; 8 – arbore de

legătură cu generatorul electric ; 9 – generator electric ; 10 – rotor generator electric ; 11 – stator generator electric ; 12 – borne generator electric ; 13 – panou cu aparatură de comandă

şi măsură; 14 – gospodărie ulei

Dispunerea componentelor ITG pe linia de arbori


Majoritatea ITG de tip "heavy-duty" au adoptat sistemul în care compresorul, turbina cu gaze şi generatorul electric sunt situate pe aceeaşi linie de arbori.

Soluţia clasică este aceea prezentată în figura 4.108, în care turbina cu gaze este încadrată de compresor şi de generatorul electric. Avantajul acestei dispuneri constă în faptul că transmisia cuplului mecanic de la turbină se face în condiţii bune atât spre compresor, cât şi spre generatorul electric.

Fig. 4.108. Dispunerea ITG cu generatorul electric la "partea caldă" (eşaparea din turbină cu

gaze)

Această variantă are însă un dezavantaj major: plasarea generatorului electric la eşaparea din turbină obligă schimbarea direcţiei gazelor de ardere evacuate din ITG cu 90°. Sunt introduse astfel pierderi suplimentare de presiune pe traseul gazelor de ardere, ceea ce diminuează lucrul mecanic specific şi eficienţa ITG.

Ca urmare, ţinând seama şi de probleme legate de încadrarea ITG într-un ciclu combinat gaze-abur, a fost revizuită concepţia de dispunere a componentelor pe linia de arbori. Astfel, generatorul electric a fost mutat la "capătul rece", lângă compresor (figura 4.109). În aceste condiţii, gazele de ardere vor eşapa din turbină paralel cu linia de arbori, intrând direct în cazanul recuperator, fără schimbări de direcţie, deci cu pierderi minime de presiune.

ITG de tip "aeroderivativ" se caracterizează prin dispunerea pe mai multe linii de arbori. Un exemplu tipic îl reprezintă ITG de tip LM 5000, realizare a firmei General Electric (figura 4.110).

Instalaţia LM 5000 este realizată pe trei linii de arbori, după cum urmează:

• Compresorul de joasă presiune (KJP) este antrenat de turbina de înaltă presiune (TGJP).

• Compresorul de înaltă presiune (KIP) este antrenat de turbina de înaltă presiune (TGIP).

• Generatorul electric este antrenat de turbina de putere (TGP), la rândul ei cuplată gazodinamic la TGJP.

Existenţa mai multor linii de arbori şi a mai multor corpuri de turbină oferă următoarele avantaje:

• La funcţionarea la sarcini parţiale se poate realiza un bun reglaj al debitului de aer aspirat de compresor, prin variaţia turaţiei compresorului de joasă presiune.


• Există posibilitatea de a injecta abur în turbina cu gaze în scopul creşterii puterii ITG.

Pentru a obţine gabarite cât mai reduse, multe ITG de mică şi medie putere (îndeosebi de tip "heavy-duty") sunt proiecte pentru turaţii sensibil mai mari decât cele sincrone. În acest caz este necesară prevederea unui reductor de turaţie pentru cuplarea generatorului electric.

Fig. 4.109. Dispunerea ITG cu generatorul electric la "partea rece" (admisia în compresor)

Fig. 4.110. ITG de tip LM 5000

Compresorul de aer

Dacă epoca de pionierat a ITG era caracterizată prin utilizarea compresoarelor centrifugale cu unul sau două etaje, după 1950 locul lor a început să fie luat de maşini axiale. Acestea din urmă s-au impus în principal din două motive:

• Randament politropic mult mai bun decât cel al compresoarelor centrifugale (90% faţă de 80 %);

• Realizarea unor rapoarte de compresie convenabile pentru debite mari de agent.

Totuşi, compresoarele centrifugale pot fi încă interesante datorită construcţiei mai simple în raport cu cele axiale, precum şi datorită funcţionării stabile pe o plajă largă de încărcări. La ora actuală, unele ITG din gama de mică putere sunt încă dotate cu astfel de componente. La alte categorii de compresoare, primele trepte sunt axiale, iar ultima poate fi centrifugală.


În scopul reglării debitului de aer aspirat, compresoarele axiale moderne sunt prevăzute la intrare cu pale statorice cu înclinare variabilă. Acestea pot asigura o variaţie a sarcinii până sub 50% din valoarea nominală, menţinându-se în acelaşi timp un bun randament al ITG.

În figura 4.111 este prezentată o secţiune prin compresorul unei ITG de tip V93, de fabricaţie Siemens.

Fig. 4.111. Secţiune prin compresorul ITG de tip V93, de fabricaţie Siemens

Camera de ardere

Din punct de vedere constructiv şi al dispunerii se pot distinge următoarele categorii de camere de ardere:

• Cameră de ardere unică, plasată pe ax vertical deasupra ITG;

• Cameră de ardere dublă; cele două piese sunt dispuse pe ax orizontal sau vertical de o parte şi de alta a ITG;

• Camere de ardere multiple, plasate pe circumferinţa ITG;

• Cameră de ardere inelară.

Soluţiile cu cameră unică sau dublă, bazate pe experienţa obţinută în realizarea cazanelor de abur convenţionale, au avantajul obţinerii unor randamente ale arderii foarte bune şi ale unor pierderi mici de presiune. În figura 4.112 este prezentată o secţiune printr-o astfel de cameră de ardere cu volum mare.

Folosirea mai multor camere de ardere mici plasate circular pe circumferinţă conferă avantajul unei mari compactităţi şi disponibilităţi a ITG. Defectarea uneia dintre acestea nu duce la oprirea întregii instalaţii. În plus, această soluţie oferă o distribuţie uniformă a câmpurilor de temperatură în secţiunea de admisie în turbina cu gaze.


Fig. 4.112. Secţiune printr-o cameră de ardere cu volum mare (ITG de tip V94, producţie

Siemens)

Camera de ardere inelară realizează o flacără unică dispusă pe circumferinţa turbinei cu gaze. Ea reprezintă soluţia cea mai bună din punct de vedere al distribuţiei de temperaturi la intrarea în prima treaptă a turbinei.

Iniţial, ITG funcţiona cu preponderenţă în zona de vârf a curbei de sarcină, fiind prevăzută cu sisteme de ardere doar pentru un singur tip de combustibil. Trecerea în baza curbei de sarcină a impus realizarea unor camere de ardere capabile să funcţioneze cu două tipuri de combustibil (principal, respectiv de rezervă), fiecare cu propriile lui arzătoare.

Integrarea gazeificării cărbunelui în cadrul ciclurilor combinate gaze-abur implică utilizarea unei noi generaţii de camere de ardere. Acestea trebuie să satisfacă două condiţii specifice utilizării unor combustibili cu putere calorifică redusă: arderea unor debite mari de combustibil, respectiv stabilitate a arderii.

În tabelul 4.13 sunt prezentate tipurile de combustibil posibil a fi utilizate în ITG.

Gazul natural reprezintă cel mai comod combustibil, atât din punct de vedere al manipulării, cât şi al caracteristicilor de ardere.

În absenţă gazului natural, combustibilul lichid uşor constituie un bun înlocuitor. El pune însă o serie de probleme în ceea ce priveşte asigurarea unui bun randament al arderii.

Tabelul 4.13

Combustibili posibil a fi utilizaţi în ITG


Combustibili tradiţionali • gaz natural • combustibil lichid uşor (motorină)

Combustibili lichizi speciali

• metanol • păcură grea • kerosene

Combustibili gazoşi speciali

• gaz de sinteză • gaz de furnal • gaz de gazogen

Combustibilii lichizi, cu precădere păcura grea, se caracterizează printr-un grad mare de contaminare cu agenţii de coroziune (NaCl, V, Pb). În aceste condiţii se impune o tratare a combustibilului înainte de a fi introdus în camera de ardere, pentru a preîntâmpina fenomene nedorite şi degradarea turbinei cu gaze. O soluţie poate fi reprezentată chiar de gazeificarea fracţiunilor grele rezultate din rafinarea petrolului.

Gazul de furnal este unul din cele mai importante produse secundare ale unui combinat siderurgic. El este deja folosit drept combustibil în cadrul unor centrale convenţionale cu abur. Puterea sa calorifică relativ redusă (situată în jurul valorii de 3700 kJ/m3N) îl face însă impropriu de a fi introdus ca atare în camera de ardere a ITG. Este necesară o înnobilare a acestui combustibil printr-un aport de gaz natural.

Din punct de vedere al resurselor şi rezervelor dovedite pe plan mondial, cărbunele ocupă de departe primul loc în cadrul combustibililor fosili. O utilizare directă a acestuia în camera de ardere a ITG pune probleme deosebite din punct de vedere al coroziunii şi, îndeosebi, al eroziunii care apare la paletajul turbinei cu gaze. În schimb, gazeificarea reprezintă o soluţie tentantă de utilizare a acestui tip de combustibil pentru alimentarea unei ITG.

Turbina cu gaze

Din punct de vedere constructiv, turbinele cu gaze se aseamănă cu cele cu abur. După modul de realizare al destinderii gazelor de ardere pot fi întâlnite turbine atât cu acţiune (reacţiune redusă), cât şi cu reacţiune.

Utilizarea paletelor cu acţiune prezintă o serie de avantaje din punct de vedere al evoluţiei temperaturii gazelor de ardere în turbină. Treapta cu acţiune generează o cădere de entalpie sensibil mai mare decât una cu reacţiune. Turbina de acest tip va necesita în consecinţă un număr mai mic de trepte (pentru aceeaşi putere, turaţie şi parametri de intrare). Deci temperatura gazelor de ardere va scădea mai repede în lungul turbinei, după cum se poate observa din figura 4.113.

Utilizând turbine cu acţiune, scade solicitarea termică a treptelor din zona finală a turbinei şi în acelaşi timp se reduce debitul necesar de aer de răcire.


Fig. 4.113. Evoluţia temperaturii gazelor de ardere într-o turbină cu gaze

1 - turbină cu acţiune; 2 - turbină cu reacţiune

Filtrul de aer

Filtrul de aer are rolul de a împiedica antrenarea de impurităţi mecanice în interiorul compresorului. O filtrare corespunzătoare a aerului poate preîntâmpina fenomene nedorite cum ar fi:

• erodarea paletelor compresorului (accentuată de vitezele mari de curgere);

• coroziunea (datorată prezenţei în impurităţi a compuşilor de sodiu şi potasiu care în reacţie cu vaporii de apă formează substanţe agresive din punct de vedere chimic);

• înfundarea canalelor de curgere prin compresor.

Una din principalele condiţii pe care trebuie să le îndeplinească un filtru de aer este introducerea unor pierderi de presiuni cât mai reduse. Aceste pierderi pot influenţa sensibil performanţele ITG.

O soluţie modernă este utilizarea filtrelor cu autocurăţare (vezi figura 4.114).

Dispozitivul este format din mai multe cartuşe filtrante dispuse în paralel, realizate pe bază de hârtie special tratată. Când pierderea de presiune pe unul din cartuşe depăşeşte o valoare impusă (datorită prafului colectat), se introduce în contracurent un flux de aer de înaltă presiune prelevat de obicei din refularea compresorului. Se realizează în felul acesta o îndepărtare a particulelor solide colectate de filtru, particule ce sunt evacuate pe la partea inferioară a instalaţiei.


Autocurăţarea se realizează concomitent doar pentru un număr mic de cartuşe din totalul existent în filtru, astfel încât funcţionarea ITG nu este perturbată.

1

2

5

3 4

2

3

Fig. 4.114. Filtru de aer cu autocurăţare

1 - cartuş filtrant; 2 - aer “impurificat”; 3 - aer curat către compresor; 4 - aer din aspiraţia compresorului; 5 - praf colectat

Filtrele cu autocurăţare sunt recomandate în mod deosebit pentru zone uscate, cu conţinut ridicat de impurităţi mecanice în atmosferă, în condiţiile în care ITG lucrează la baza curbei de sarcină.

Alte tipuri de filtre, bazate pe două sau trei elemente filtrante înseriate, au dezavantajul de a necesita o înlocuire periodică a elementelor componente la intervale relativ scurte.

Eficienţa filtrelor nu depăşeşte 99%, astfel încât o cantitate însemnată de impurităţi pătrunde în compresor. În acest sens, una dintre măsurile luate împotriva coroziunii şi eroziunii este aplicarea unui strat de protecţie pe suprafeţele metalice ale compresorului.

Amortizorul de zgomot

Legislaţia privind protecţia mediului impune restricţii severe în ceea ce priveşte poluarea fonică. Din acest punct de vedere, instalaţia de turbină cu gaze reprezintă o importantă sursă de zgomot.

Aproximativ 50% din poluarea fonică generată de ITG este datorată punctelor de admisie al aerului în compresor, respectiv de eşapare al gazelor de ardere din turbină. În consecinţă, aceste puncte trebuiesc prevăzute cu dispozitive care să atenueze zgomotul. În acest scop se pot utiliza materiale absorbante, dispuse paralel cu direcţia de curgere a agentului termic (figura 4.115).


Fig. 4.115. Dispunerea materialelor absorbante de zgomot

Amortizoarele de zgomot sunt necesare atât în aspiraţia compresorului, cât şi în refularea turbinei cu gaze. Dezavantajul major care rezultă din această amplasare este introducerea unor pierderi suplimentare de presiune.

Instalaţia de pornire a ITG

Lansarea ITG necesită admisia concomitentă în camera de ardere, pe de-o parte a aerului refulat de compresor, iar pe de altă parte a combustibilului. Însă compresorul nu poate asigura această condiţie atâta timp cât turbina cu gaze nu produce lucru mecanic (se reaminteşte că antrenarea compresorului este asigurată de către turbina cu gaze). Devine necesară existenţa unor surse externe care să permită pornirea compresorului, independent de turbina cu gaze.

Dintre instalaţiile folosite pentru pornirea ITG se menţionează:

• motoare electrice de curent alternativ sau continuu;

• motoare Diesel;

• turbine cu gaze sau cu abur (când există o sursă secundară disponibilă de gaze de ardere sau de abur sub presiune);

• turbine cu aer (alimentarea se face cu aer comprimat stocat în rezervoare special destinate în acest scop).

Instalaţiile de pornire sunt legate de arborele ITG prin intermediul unui ambreiaj care permite decuplarea lor după lansare.

În cazul ITG de mare putere, generatorul electric poate fi utilizat pentru pornire, el lucrând în regim de motor sincron.


4.9. CENTRALE DIESEL – ELECTRICE

În energetică, motorul Diesel joacă două roluri importante:

a) ca rezervă, îndeosebi pentru demararea serviciilor proprii din centralele termoelectrice cu abur şi gaze şi pentru alimentarea de securitate a spitalelor, aeroporturilor, hotelurilor, etc. Motorul Diesel este adecvat pentru astfel de cazuri datorită pornirii sale rapide şi posibilităţii construirii economice de grupuri mici;

b) pentru producerea continuă de energie electrică în grupuri de puteri mai mici de 50 MW.

4.9.1. Caracteristici tehnici ale motorului diesel. Selectarea tipului de motor şi a capacitǎţii acestuia

Ciclul Diesel este caracterizat de rapoarte de compresie (ε) cuprinse în 12 şi 18 (compresia aerului până la presiuni de 30 - 100 bar), realizându-se astfel condiţiile de autoaprindere a combustibilului injectat la finele fazei de compresie adiabate a aerului.

Ciclul teoretic al motorului Diesel este reprezentat în figura 4.116.

K

2

V1V2

4

32

|Q2|

10

p

V

Q1

4

3

V1V2

1

p

V

Figura 4.116. Ciclul teoretic Diesel Figura 4.117. Ciclul real Diesel

Transformările teoretice ale motorului Diesel sunt următoarele:

• 1-2 - compresia adiabată a aerului;

• 2-3 - arderea izobară a combustibilului injectat la finele fazei 1-2;

• 3-4 - destinderea adiabată a gazelor de ardere;

• 4-1 - evacuarea gazelor de ardere.

Randamentul teoretic este dat de relaţia: η MD0


( )( )23

14

1

210 1TTcTTc

QQQ

p

vMD −

−−=

−=η (4.159)

unde Q1 este cantitatea de căldură intrată în ciclu (prin arderea combustibilului);

Q2 - cantitatea de căldură evacuată din ciclu (o dată cu gazele de ardere);

cp - căldura specifică la presiune constantă a gazelor de ardere;

cv - căldura specifică la volum constant a gazelor de ardere.

Randamentul real al ciclului Diesel este mai mic decât cel teoretic datorită compresiei adiabate neizentrope, arderii izocor-izobare, destinderii adiabate neizentrope, frecării pistoanelor, etc. Ciclul real al motorului Diesel este reprezentat în fig. 4.117. In consecinţă, diagrama p-v este funcţie de caracteristicile individuale ale fiecărui motor. Lucrul mecanic dezvoltat (indicat) pe ciclu este:

( ) VpvvppdvL iik

i ⋅=−⋅== ∫ 21

(4.160)

unde pi este presiunea indicată, iar V - cilindreea (volumul activ al cilindrului).

Puterea indicată (teoretică) este puterea dezvoltată de motorul Diesel corespunzătoare lucrului mecanic Li:

a

nzLD

pa

nzVpP iiii ⋅

⋅⋅⋅π

=⋅

⋅⋅=60460

2

immecief PPPP

(4.161)

unde z este numărul de cilindrii ai motorului Diesel;

n - turaţia motorului (rot/min);

a - constantă dependentă de numărul de timpi ai motorului (a = 1 - pentru motor în 2 timpi; a = 2 - pentru motor în 4 timpi);

Di - diametrul interior al unui cilindru al motorului (m);

L - lungimea cursei pistonului (m).

Lucrul mecanic indicat realizat în cilindrii motorului se transmite arborelui cotit prin intermediul pistonului şi a mecanismului bielă - manivelă. Această transmisie de putere se realizează cu pierderi mecanice, datorită frecărilor, antrenării de instalaţii auxiliare ale motorului şi lucrului mecanic de pompaj.

Puterea efectivă a motorului Diesel se obţine scăzând din puterea indicată pierderile mecanice:

− Δ = η ⋅=

(4.162)

unde ηm este randamentul mecanic al motorului Diesel.

Randamentul termic indicat al motorului Diesel se exprimă prin raportul dintre lucrul mecanic indicat şi cantitatea de căldură intrată în ciclu:


i

ii Q

L=η

(4.163)

Randamentul efectiv al motorului Diesel evaluează atât capacitatea ciclului real de a transforma căldura în lucru mecanic, cât şi pierderile mecanice (exprimate prin randamentul mecanic ηm).

Randamentul efectiv se exprimă prin raportul între lucrul mecanic efectiv (la arborele motorului) şi cantitatea de căldură dezvoltată prin arderea unui debit de combustibil consumat pentru obţinerea acestui lucru mecanic:

η η ηefef m i

m iQ Q= = = ⋅

1 1

ηL L⋅

(4.164.)

Presiunea efectivă al motorului Diesel este definitivă prin:

p p

a Pef i m

ef= ⋅ =⋅

D L n zi

⋅

⋅ ⋅ ⋅ ⋅π 2η240

(4.165)

Pentru motorul Diesel în patru timpi din figura 3 (n = 750 rot/min; Di = 0,25 m; L = 0,3 m; Pef = 1324,8 kW (1800 BHP); z = 10), presiunea medie efectivă este:

[ ] [ ]p Pa baref =

⋅ ⋅ ⋅⋅ ⋅ ⋅ ⋅

= ⋅ =240 2 1324 8 100 25 0 3 750 10

1 459 10 14 593

2 6,

, , , ,

(4.166)

π

Această presiune medie efectivă şi, implicit, puterea efectivă a motorului Diesel este valabilă în condiţiile respectării parametrilor de referinţă ai aerului aspirat de motor (de regulă temperatura aer ta = 20 °C; umiditate relativă ϕa = 60 % şi presiune pa = 736 mm Hg (1 ata)). Modificarea parametrilor aerului aspirat datorată variaţiilor condiţiilor climatice şi/sau supraalimentării motorului (introducerii aerului la o presiune mai mare decât presiunea atmosferică) implică variaţia masei aerului umed aspirat şi deci a debitului de combustibil ce poate fi ars.

Gama de motoare a fost dezvoltată pentru a răspunde atât cerinţelor industriei navale sau feroviare (motoare de tracţiune) cât şi cerinţelor industriei energetice (producere continuă sau rezervă). În general, motoarele de turaţie medie sau scăzută (sub 600 rot/min) sub preferate în industria energetică pentru producere continuă şi în transportul naval, în ideea creşterii disponibilităţii şi a reducerii costurilor de mentenanţă.

Valorile turaţiilor n pot fi reduse sau mărite cu până la 15 %, astfel încât, dacă este nevoie, motorul Diesel să poată fi cuplat cu un generator electric. De notat că numărul de perechi (p) ai acestuia poate ajunge până la 30, astfel încât şi cele mai lente motoare să poată fi cuplate la un generator sincron (la frecvenţa f = 50 Hz sau f = 60 Hz), conform relaţiei:

n f=

60ρ

(4.167)


Valorile recomandate pentru utilizarea motoarelor Diesel în industria energetică sunt prezentate în tabelul 4.14.

Tabelul 4.14

Valori recomandate pentru alegerea motorului Diesel

Putere efectivă motor Diesel Pef [kW]

Turaţie n [rot/min]

Tip motor Diesel Utilizare

74 - 370 600 - 1200 4 timpi 295 - 1100 500 - 750 4 timpi 736 - 4416 250 - 400 4 timpi, cu

supraalimentare Producere

3680 - 11040 120 - 300 2 sau 4 timpi, cu supraalimentare

continuă de energie electrică

5890 - 45000 100 - 150 2 timpi, cu supraalimentare

73 - 730 1000 - 1800 4 timpi rezervă / pornire 368 - 2200 600 - 1000 4 timpi, cu

supraalimentare servicii proprii sau alimentare de

1470 - 18400 250 - 500 4 timpi, cu supraalimentare

securitate aeroporturi, spitale, hoteluri etc.

4.9.2. Bilanţul termic al motorului diesel. Răcirea motorului diesel

Pentru ca motorul Diesel să fie capabil să dezvolte puterea efectivă (Pef) (Valoare de proiect), el trebuie să fie alimentat cu un debit de combustibil:

B

PH

ef

ef i

=η

P PB ef g

(4.168)

unde Pef este puterea efectivă [kW] (relaţia 4.162);

ηef - randamentul efectiv al motorului Diesel (relaţia 4.165);

Hi - puterea calorică inferioară a combustibilului utilizat [kJ/kg].

Puterea la bornele generatorului electric antrenat de motorul Diesel este:

η (4.169) = ⋅

unde ηg este randamentul generatorului electric.

Puterea netă livrată în sistem este:

P P Pneta SP B= (4.170) B SP g⋅ = ⋅ ⋅η η η

În consecinţă randamentul net al producerii energiei electrice este:


η η η η η η η ηnet ef g SP i m g SP= ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ (4.171)

unde ηi este randamentul indicat al motorului Diesel (relaţia 4.163); ηm - randamentul mecanic (relaţia 4.162); ηSP - randamentul servicii proprii.

Corespunzător, consumul specific net de combustibil (b) rezultă:

b

P Hnetneta net i⋅ηB

= =1

(4.172)

În mod uzual, consumul specific de combustibil se exprimă în [g.c.c./kWh] relaţia de calcul devenind:

bHnet

c cc c

..

, ,,

=⋅⋅

=⋅

⋅ ⋅=

3 6 10 3 6 107000 4 18

1236 6

η η η

Hicc

icc

net i net net (4.173)

unde este puterea calorifică a combustibilului convenţional (c.c) ( H = 7000 kcal/kg).

Eficienţa termodinamică a utilizării motoarelor Diesel în producerea continuă a energiei electrice este prezentată în tabelul 4.15.

Tabelul 4.15.

Eficienţa termodinamică a motoarelor Diesel (valori de proiect pentru condiţiile standard ale mediului: pa = 736 mm Hg; ta = 20 °C; ϕa = 60 %)

Putere efectivă Pef [kW] 73,6 736 2208 3680 7360 29440 Turaţie motor n[rot/min] 1500 750 500 375 150 107 Randament efectiv motor ηef [%]

34,2 37,2 38,3 38,3 39,5 40,8

Consumul specific combustibil c.c. motor bef[g.c.c./kWh]

359,6 330,6 321,1 321,1 311,4 301,5

Randament generator [%] ηg

91 93 94 94,2 94,5 95

Randament servicii proprii [%] ηSP

96 97 98 98 98 98,5

Randament net [%] ηnet 29,9 33,6 35,3 35,4 36,6 38,2 Consum specific net de combustibil bnet [g/kWhnet] (pentru Hi = 41800 kJ/kg)

288 256 244 243 235 225

Consum specific net de combustibil convenţional bnet

c c. [g.c.c./kWh]

411,4 365,7 348,6 347,1 335,7 321,4

Randament net ηnet [%] 29,9 33,6 35,3 35,4 36,6 38,2 Putere netă Pnetă [kW] 64 685 2075 3396 6816 27550


Valorile prezentate în tabelul 4.15 demonstrează că - la aceeaşi putere netă Pnetă livrată în sistem - eficienţa termodinamică a motorului Diesel este mai mare decât cea a unei turbine în condensaţie şi la sarcini parţiale, comportarea motoarelor Diesel este avantajoasă, după cum este evidenţiat în figura 4.118.

B

A

300

320

340

360

380

400

420

25 50 75 100 110

Consum specific de combustibil conventional bef [g.c.c /kWh]

Putere efectiva raportata motor Diesel Pef / Pefnom [%]

Fig. 4.118. Comportarea la sarcini parţiale a motorului Diesel [2] – (A), comparativ cu a unui

grup termoenergetic cu turbina in condensatie – (B)

În mod uzual, din considerente tehnologice şi economice legate de comportarea la sarcini nominale şi nenominale pentru puteri unitare sub 50 MW, este recomandabilă instalarea de motoare Diesel (comparabil cu instalarea de turbină cu abur în condensaţie). În calculul preţului de cost al kWh produs, o componentă care trebuie luată în considerare este cea legată de ungerea motorului Diesel.

Uzual consumul specific de ulei ungere este cuprins între 1 - 1,36 (g/kWh) pentru motoare Diesel de putere medie şi mare (peste 4000 kW) şi până la 4 g/kWh pentru motoare Diesel de putere mică (sub 4000 kW). De subliniat că la sarcini parţiale, consumul specific de ulei ungere variază hiperbolic în raport cu puterea efectivă Pef, astfel încât practic consumul absolut de ulei rămâne neschimbat.

Eficienţa globală a motorului Diesel poate fi îmbunătăţite şi prin recuperarea căldurii apei de răcire şi a gazelor evacuate din motor.

În acest sens este ncesară o analiză atentă a bilanţului termic al motorului Diesel, cu evidenţierea pierderilor şi a posibilităţilor de recuperare.

Un exemplu de bilanţ termic este prezentat în tabelul 4.16.


Tabelul 4.116

Bilanţ termic al motorului Diesel (exemplificare pentru un motor în 4 timpi = 736 kW) Pef

nom

Sarcină motor (Pef / ) [%] Pef

nom

Puteri termice raportate [%] 25 50 75 100 110 Putere efectivă motor Pef [%] 29 34 36,5 37 36,5 Putere cedată apei de răcire qR [%]

33 32 31 30 30

Putere prin căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din motor qga [%]

23 24 25 27 28

Pierderi mecanice necedate uleiului de ungere + pierderi prin transfer de căldură prin radiaţie qrad [%]

15 10 7,5 6 5,5

Putere termică dezvoltată prin ardere combustibil q1 [%]

100 100 100 100 100

Evident pierderile mecanice şi cele prin transfer de căldură prin radiaţie sunt funcţie de parametrii ciclului şi de caracteristicile geometrice ale motorului, fiecărui motor fiindu-i propriu un anumit bilanţ termic.

Buna funcţionare a motorului Diesel implică o bună răcire a cilindrilor, a chiulasei, a pistoanelor (unde e cazul) şi a uleiul de ungere. Pentru menţinerea unei vâscozităţi optime a uleiului de ungere, temperatura apei de răcire la intrare nu trebuie să depăşească 60 °C. În acelaşi timp, pentru minimizarea tensiunilor termice în motor, creşterea de temperatură (Δt) a apei de răcire nu trebuie să depăşească 12 - 15 °C, astfel încât temperatura apei de răcire la ieşirea din motor are valori cuprinse între 72 şi 75 °C.

Necesarul de apă de răcire din ecuaţia următoare:

( ) ( )D

q Q q P pR R efnom

ef=

⋅=

⋅/ /100 1

c t c tRp p⋅ ⋅Δ Δ

(4.174) unde DR este debitul de răcire [kg/s]

qr - puterea termică raportată ce trebuie extrasă de apă de răcire per kW instalat mototr [%];

cp - căldura specifică la presiune constantă a apei (cp = 4,18 kJ/kg °C);

Δt - creşterea de temperatură a apei între intrare şi ieşire motor [°C];

Q1 - puterea termică dezvoltată prin arderea combustibilului [kW];

Pef - puterea efectivă raportată motor [%].


De exemplu, pentru motorul Diesel prezentat în tabelul 4.16, debitul de apă de răcire este:

( )DR =

⋅

⋅≅

736 0 37 0 34 18 12

11 9/ , ,,

, [kg/s] (4.175)

Aceasta revine la un debit specific de apă răcire

[ ] [d

P c tkg kJ kg kWhR

efnom

p

= =⋅

=⋅

= =,

, / , /Δ 4 18 12

0 0162 58 2 ]D q pR R ef/ , / ,0 3 0 37 (4.176)

În mod practic, dacă nu se dispun valori precise ale puterilor termice raportate rezultate dintr-un bilanţ termic, atunci se poate considera acoperitor raportul qr/pef ≅ 1. Aceasta revine la un debit specific de apă de răcire dR ≅ 71,8 kg/kWh.

La aceeaşi putere produsă, o centrală Diesel-electrică necesită aproximativ 40 % din debitul de apă de răcire necesar unei centrale termoelectrice (CTE) clasice în condensaţie de parametrii superiori. La aceasta din urmă, debitul specific de apă de răcire este:

[ ]d

DP

m DP

m d kg kWhRCTE R

CTE CTECTE= =

⋅= ⋅ ≅ ⋅ =1 50 3 150 /

DRCTE

B B (4.177)

unde m este multiplul de apă de răcire al CTE;

dCTE - debitul specific de abur al CTE;

PB - puterea la borne a CTE;

- debitul de apă de răcire al CTE.

De remarcat faptul că potenţialul termic al apei evacuate din motorul Diesel la aproximativ 75 °C permite o recuperare a căldurii reziduale a acesteia, lucru imposibil în cazul centralelor termoelectrice cu abur, la care potenţialul termic al apei la ieşirea din condensator temperatură între 30 - 35 °C nu permite practic recuperarea căldurii reziduale. In consecinţă, datorită caracteristicilor sale tehnologice şi economice centralele Diesel-electrice ca şi instalaţiile de turbine cu gaze vor fi recomandate pentru a fi instalate în zone cu climă temperat uscată.

În mod uzual, pentru motoare Diesel de puteri medii şi mari, se practică recuperarea atât a căldurii reziduale atât a gazelor de ardere evacuate din motor cât şi a căldurii reziduale a apei de răcire din motor, în cadrul unei aceleaşi scheme recuperative (sau regenerative).

În tabelul 4.17 se prezintă orientativ potenţialul termic al gazelor de ardere evacuate dintr-un motor Diesel.


Tabelul 4.17.

Potenţialul termic al gazelor de ardere evacuate dintr-un motor Diesel [2]

Tip motor Temperatura gaze de ardere

evacuate motor Diesel t4 [°C] Sarcină motor Pef/ [%] Pef

nom

130 ÷ 200 50 În 2 timpi 175 ÷ 250 75 275 ÷ 320 100 200 ÷ 300 50 În 4 timpi 275 ÷ 350 75 350 ÷ 400 100

Diferite scheme pentru recuperarea căldurii reziduale a gazelor de ardere şi a apei de răcire sunt prezentate în figura 4.119.

400°C

2

75-80°C

60°C

la cos

tur retur

1

3 4 2

5

termoficare

la cos

14

36

7

8 975-80°C

60°C

abur saturat 3 bar(133°C)

apa dedurizata20°C

a)

b)


11

10

12

1111

12

10

13c)

Fig. 4.119. Scheme pentru recuperarea căldurii reziduale a gazelor de ardere şi a apei de răcire a unui motor Diesel

apa tehnologică gaze de ardere abur aer de ardere

ulei ungere

a) răcire motor fără recuperarea căldurii gazelor de ardere; b) răcire motor cu recuperarea căldurii gazelor de ardere (termoficare); c) recuperare regenerativă a căldurii gazelor de

ardere printr-o turbină de gaze (supralimentare)

1 - motor Diesel; 2 - pompă apă de răcire; 3 - schimbător de căldură ulei – apă; 4 - clapetă reţinere; 5 - schimbător de căldură apă – apă; 6 - cazan de abur recuperator; 7 - tambur

separator abur – apă; 8 - schimbător de căldură apă – apă; 9 - pompă apă dedurizată; 10 - turbine cu gaze; 11 - compresor aer; 11 – compresor aer; 12 - filtru aer; 13 - schimbător de

căldură apă – aer.

Dacă se ia în considerare şi recuperarea de căldură reziduală, eficienţa globală a motorului Diesel poate atinge eficienţa globală a unei turbine cu abur în contrapresiune. Pentru exemplificare, fie cazul motorului Diesel având caracteristicile din tabelele 4.15 şi 4.16.

Putere efectivă motor Pef = 736 kW Putere netă livrată sistem Pnetă = 685 kW Temperatura gaze de ardere evacuate motor Diesel

t4 = 400 °C

Temperatura gaze de ardere evacuate la coş tcoş = 170 °C Putere termică prin căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din motorul Diesel

Qga = ⋅ =736 0 270 37

537 1,,

, kW

Temperatura apei de alimentare tal = 60 °C Randamentul cazanului de abur recuperator ηCR = 0,95 Temperatura aerului ambiant tref = 18 °C Presiunea impusă aburului tehnologic Po = 3 bar abs.


Entalpia aburului tehnologic (saturat uscat) io = i'' (po = 3 bara) = 2714 kJ/kg Debitul de abur ce poate fi produs prin recuperarea căldurii gazelor de ardere evacuate din motor

GQ

i it tt to

ce ga

o al ref

=−

−−

=η 4

4

cos

=⋅

− ⋅−−

=0 95 537 1

2714 4 18 60400 170400 18

0 125, ,,

,

[kg/s]

Presupunând că puterea termică cedată apei de răcire este total utilizată pentru preîncălzirea regenerativă a apei de alimentare, eficienţa globală a motorului Diesel prezentat în tabelul 4.17 este formată din:

a) eficienţa electrică netă ηnet [%]: 33,6

b) grad de recuperare a căldurii gazelor de ardere [%]: 27 400 170−400 18

16 25%−

= ,

c) recuperarea totală a căldurii apeide răcire pentru preîncălzirea regenerativă a apei de alimentare cazan recuperator[%]: 30

TOTAL eficienţă globală [%]: 79,85

Aburul produs de cazanul recuperator este, de regulă, utilizat în scopuri tehnologice (de exemplu, preîncălzirea combustibilului până la temperatura / vâscozitatea necesare pulverizării). De remarcat că se pot utiliza cazane cu post-ardere (tip La-Mont) în situaţiile în care se doreşte producerea de abur tehnologic de parametrii medii (6-10 bar).

5. SURSE ŞI FORME DE ENERGIE, AGENŢI PURTǍTORI, DIN CONTURURILE INDUSTRIALE

5.1. TIPURI DE SURSE DE ENERGIE – SCHEME DE PRINCIPIU, CARACTERISTICI GENERALE

5.1.1. Aspecte generale privind cogenerarea şi producerea separată a energiei electrice şi termice

Cogenerarea reprezintă producerea combinată şi simultană a lucrului mecanic şi căldurii pornind de la o singură sursă de energie primară.

Principiu – Procedeul presupune existenţa unei maşini termice (turbina cu abur, turbina cu gaze, motor termic) care (co)generează cele două fluxuri de energie direct utlizabilă: termică şi electrică. Maşina termică funcţionează pe baza unui ciclu termodinamic direct (motor) , preluând de la “sursa caldă” un flux de căldură cu temperatura ridicată şi eliminând către “sursa rece” un flux de caldură cu temperatura mai coborâtă.

Cogenerarea constă în folosirea a cel puţin unei părţi din căldura extrasă din ciclu şi utilizarea ei sub această formă pentru alimentarea unor consumatori, acestea preluând parţial sau total rolul de sursă rece a ciclului termodinamic motor.

Terminologie – Din punct de vedere semantic în lume pentru cogenerare se utilizează diverse denumiri. În general în ţările din Estul Europei, inclusiv în România, unde soluţiile de cogenerare s-au dezvoltat după modelul rusesc s-a utilizat mult timp noţiunea de “TERMOFICARE”. În ultimul timp, datorită faptului că denumirea de “COGENERARE” este mult mai apropiată de sensul fizic al producerii combinate, s-a adoptat şi în aceste state această denumire. În celelalte ţări se foloseşte denumirea de producere combinată a căldurii şi energiei electrice: “COMBINED HEAT AND POWER (CHP)” sau de “COGENERATION”.

De ce cogenerarea ? – Prin natura sa, procedeul de producere combinată şi simultană a celor două forme de energie, realizează o economie efectivă de energie primară (combustibil) în comparaţie cu producerea separată a lucrului mecanic (într-o centrală termoelectrică - CTE) şi a căldurii (într-o centrală termică - CT). Această economie de combustibil se reflectă sub aspect economic, în reducerea cheltuielilor cu combustibilul ale instalaţiei producătoare şi sub aspect ecologic, în reducerea poluării mediului ambiant. Eficienţa energetică, economică şi ecologică a cogenerării comparativ cu producerea separată, este prezentată sintetic în figura 5.1.

Astfel, cogenerarea reprezintă una dintre cele mai economice tehnologii de reducere a emisiilor de gaze cu efect de seră, rol recunoscut oficial de către Uniunea Europeană, alături de utilizarea energiilor regenerabile. În deschiderea Conferinţei de la Kyoto, Comisia a identificat cogenerarea ca fiind principala măsură care conduce la reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră, având un potenţial de pâna la 180 milioane tone pe an.

Surse şi forme de energie, agenţi purtǎtori, din contururile industriale 239

COGENERARE – PRODUCERE SEPARATĂ

Fig. 5.1. Eficienţa energetică, economicǎ şi ecologicǎ comparativ cu producerea separată

5.1.2. Clasificarea filierelor de cogenerare

EFICIENŢA ENERGETICĂ

• Randament global (ηg)

superior faţă de producerea separată

ηg = (Q + E)/W

unde: Q – căldura (MWh) E - energie elctrică (MWh) W – echivalentul energetic al consumului de combustibil (MWh)

ηg(CET)/ηg(separat) = 1,3 –

1,8

• Economie de energie primară ΔW/(Q+E)=0,3 – 0,6

unde: ΔW – economie de energie primară (MWh)

REDUCEREA FACTURII ENERGETICE TOTALE

EFICIENŢA ECOLOGICĂ • Reducerea

emisiilor poluante

• Reducerea

ecotaxelor

EFICIENŢA ECONOMICĂ

• Reducerea cheltuielilor cu combustibilul

• Reducerea

costului de producere al celor douăforme de energie


Clasificarea soluţiilor de cogenerare se poate face în funcţie de diverşi factori cu impact major asupra performanţelor tehnice şi economice ale acestora. Principalii factori sunt:

• scara puterii electrice instalate;

• gradul de interconectare pe partea electrică;

• soluţia tehnică (tipul maşinii termice).

Scara puterii electrice instalate – include un domeniu larg, care porneşte de la zeci de kW pâna la sute de MW. Din acest punct de vedere se deosebesc instalaţii de cogenerare:

• de foarte mică putere;

• de mică putere;

• de medie putere;

• de mare putere.

Aceste domenii de puteri electrice nu sunt fixe, stabilite prin normative, diferă de la ţară la ţară chiar în cadrul Comunităţii Europene (CE).

Gradul de interconectare pe partea electrică – sub acest aspect se pot deosebi instalaţii de cogenerare:

• izolate, funcţionând insularizat şi asigurând alimentarea unui anumit consumator;

• interconectate, cu disponibil de energie (alimentează un anumit consumator dar sunt conectate şi la reţeaua publică, cu care au schimburi periodice de energie). În aceste situaţii puterea electrică instalată corespunde cererii maxime a consumatorului;

• interconectate, cu disponibil de putere şi de energie (alimentează un anumit consumator dar sunt conectate şi la reţeaua publică, cu care au schimburi permanente sau foarte frecvente de energie). În aceste situaţii puterea electrică instalată este mai mare decât cererea maximă a consumatorului.

Conditiile tehnice şi economice în care are loc schimbul de energie electrică a unei centrale electrice de cogenerare (CET) cu reţeaua publică în ambele sensuri), influenţează în mod hotărâtor viteza de recuperare a unei astfel de investiţii.

Soluţia tehnică (tipul maşinii) – Tipul maşinii termice stabileşte nivelul performanţelor termodinamice (randamentul de producere a lucrului mecanic) şi tehnice (gradul maxim posibil de recuperare a căldurii evacuate din ciclul termodinamic), precum şi unele limitări (de exemplu nivelul maxim al căldurii obţinute prin recuperare). În funcţie de acest factor, filierele de cogenerare se clasifică în:

• cogenerare cu turbine cu abur (TA);


• cogenerare cu turbine cu gaze (TG);

• cogenerare cu motoare termice (MT).

Fiecare filieră de cogenerare va fi detaliată, punându-se în evidenţă principalele aspecte tehnice şi economice.

5.1.3. Filiere de cogenerare – caracteristici tehnice generale, scheme de principiu

Cogenerarea cu turbine cu abur (CET cu TA)

Din punct de vedere al tipului de maşină, se pot utiliza:

• turbine cu contrapresiune (TA-cp) sau contrapresiune şi priză reglabilă (TA – cp+p);

• turbine cu condensaţie cu una (TA-cd+p) sau două prize reglabile (TA-cd+2p), v.fig.5.2.;

• turbine cu condensaţie cu vid inrăutăţit (TA-cd+vid), v.fig.5.3.

Utilizarea diverselor tipuri de TA este determinată de:

• natura şi durata anuală de utilizare a valorii maxime a cererii sub formă de caldură;

• raportul între cererea de energie electrică (E) şi căldură (Q) a consumatorului – indicele de structură a consumului, Z=E/Q;

• gradul de independenţă dorită între cantitatea de energie electrică produsă şi căldura livrată;

• natura agentului termic (abur sau apă fierbinte) utilizat pentru alimentarea cu căldură şi parametrii săi.

În general, turbinele cu contrapresiune se utilizează pentru consumuri de căldură cu durate mari de utilizare a debitelor maxime, când cererea de energie electrică şi căldură au acelaşi regim de variaţie. În cazul regimurilor de variaţie diferite ale celor două forme de energie, utilizarea turbinelor cu contrapresiune este dezavantajoasă datorită dependenţei stricte a debitului de căldură livrat (q) şi puterea electrică produsă (P).

Soluţia de CET cu TA-cp este recomandabil a fi utilizată şi capacitatea turbinelor astfel dimensionate încât să asigure o încărcare a acestora cât mai aproape de valoarea nominală, pe o durată de timp cât mai mare. La dimensionarea turbinei cu contrapresiune trebuie avută în vedere încărcarea minimă admisibilă, care trebuie să fie egală cel puţin cu debitul de căldură de mers în gol. În timpul funcţionării puterea electrică produsă este strict proporţională cu debitul de căldură livrat, cu un coeficient de proporţionalitate caracteristic fiecărei turbine. Turbinele cu contrapresiune funcţionează astfel numai după “grafic termic”, prioritară în acest caz este livrarea căldurii, puterea electrică produsă fiind o rezultantă.


Nesimultaneitatea între cererea de căldură şi puterea electrică la funcţionarea după grafic termic în cazul turbinelor cu contrapresiune poate conduce la producerea la un moment dat a unei puteri electrice mai mari decât cea necesară. Pentru preluarea de către SEN a diferenţei de putere electrică ΔP (între producţie şi cerere) apar următoarele aspecte:

• contractual - dacă există această prevedere între autoproducător şi SEN;

• economic - dacă preţul de revânzare a acestui supliment de energie electrică acoperă sau nu cheltuielile aferente producerii sale

Preţul de revânzare depinde de sistemul tarifar adoptat pentru energia electrică şi de perioada (orară, zilnică, lunară) în care are loc această supraproducţie.

În această situaţie se pune problema dimensionării optime a sarcinii termice livrate de către turbine, deci a coeficientului optim de cogenerare. Această valoare optimă rezultă în urma calculelor economice, având în vedere situaţia concretă existentă.

Turbinele cu condensaţie şi prize (TA-cd+p şi TA-cd+2p), se utilizează în cazul în care se doreşte o dependenţă mai mică între debitul de căldură livrat şi puterea electrică simultan produsă. Gradul de independenţă a celor două mărimi depinde de condiţiile constructive ale maşinii, şi anume de dimensionarea corpului de joasă presiune (CJP) sau a cozii de condensaţie. Aceste turbine permit la încărcări termice parţiale să producă puteri electrice mai mari decât cele determinate strict de aceste încărcări. Plusul de putere astfel obţinut este produs în regim de condensaţie, cu un consum specific de combustibil mai mare dacât cel aferent puterii electrice obţinute la funcţionarea după “grafic termic”.

Deci, aceste tipuri de turbine pot funcţiona în trei regimuri caracteristice.

• Regim de termoficare după grafic termic, în care puterea electrică totală este determinată numai de debitul de căldură livrat la priza(e), consumul specific de căldură, deci de combustibil pentru producerea acestei puteri este practic similar celui existent în cazul turbinelor cu contrapresiune (puţin mai mare, datorită pierderilor suplimentare de căldură din condensator cu debitul minim de abur necesar răcirii turbinei;

• Regim de termoficare după “grafic electric”, în care puterea electrică totală livrată este determinată de aceea obţinută pe seama debitului de căldură livrat la prize (PT=f(QT)) şi de aceea obţinută suplimentar de (ΔP) prin încărcarea CJP peste valoarea debitului minim necesar răcirii. În aceste condiţii puterea electrică totală produsă este:P=PT+ΔP. Consumul de căldură specific pentru producerea acestei puteri este media ponderată între consumurile specifice de căldură pentru obţinerea celor două forme de puteri.

• Regim de condensaţie - toată puterea electrică este obţinută în regim de condensaţie, încărcarea termică a prizelor fiind nulă. Consumul specific de căldură pentru producerea acestei puteri este similar cu cel al unei turbine cu condensaţie pură, chiar mai mare datorită randamentului intern al turbinei de termoficare mai mic decât cel al unei turbine cu condensaţie


pură (datorită pierderilor suplimentare prin laminare introduse de diafragma de reglare a prizei turbinei). În general consumul specific de căldură pentru producerea puterii electrice în acest regim de funcţionare este aproximativ dublu faţă de cel din cazul funcţionării în regim de termoficare după “grafic termic”.

Turbinele cu condensaţie cu vid înrăutăţit (TA-cd+vid) sunt turbine cu condensaţie pură a căror condensatoare sunt răcite cu apă din reţeaua de termoficare, sau cu apa de adaos, în locul apei de răcire utilizate în mod curent. Datorită nivelului termic mai ridicat al apei introduse în condensator, presiunea creşte, ceea ce conduce la reducerea puterii electrice produse. Practic turbina funcţionează în regim de contrapresiune.

Datorită problemelor care apar în funcţionare (modificarea regimului de presiuni în ultimile trepte ale turbinei, creşterea presiunii finale la condensator), soluţia de vid înrăutăţit se aplică în general turbinelor cu condensaţie pură uzate

fizic şi/sau moral, ale căror consumuri specifice de căldură pentru obţinerea energiei electrice sunt deja mari.

Abur

Fig. 5.2. CET cu turbine cu condensaţie şi prize reglabile

C

TACd+ prize reglabileC

P

C

P

P

Schimbător de

căldură

AR

AC Producţie de căldură

GE En.

Ab. Th.

Cz. Aer

Gaze de ardere

Abur

C

Tab.Cd. + prize reglabile

Aer

Cb.

Gaze de ardere

P

CAC

GE

En. el.

Ab. Th.

Cz.

Producţie de

căldură


Fig. 5.3. CET cu turbine cu condensaţie cu vid înrăutăţit

Cogenerarea cu turbine cu gaze (CET cu TG)

Soluţiile de cogenerare cu turbine cu gaze utilizează fie turbine specializate, de tip „Heavy – duty”, fie turbine de aviaţie. Ele pot fi în circuit deschis sau închis după cum se vede în figura 5.4. cu una sau două trepte de compresie şi/sau destindere, cu şi fără preîncălzirea regenerativă a aerului de ardere.

Cazanele recuperatoare pot fi cu, sau fără postardere. În prezent, odată cu creşterea raportului de compresie pe treaptă şi cu creşterea temperaturii de admisie a gazelor de ardere în turbina cu gaze, ciclurile de termoficare cu turbine cu gaze folosesc mai ales schema deschisă într-o treaptă cu sau fără postardere.

Generatorul de gaze de ardere poate fi de mai multe tipuri:

• Generatoare clasice cu arzătoare în V pentru injecţia amestecului combustibil – aer de ardere cu/fără preîncălzire regenerativă a aerului de ardere pe seama unei părţi din gazele de ardere evacuate din turbină. Din punct de vedere al numărului de arbori şi al modului de antrenare a compresorului de aer există mai multe variante: cu unul sau doi arbori şi compresorul acţionat de însăşi destinderea gazelor; cu ansamblul turbină – compresor al cărui demaraj este asigurat de un motor electric; cu turbină şi compresorul separate, sau pe acelaşi arbore.

Ele pot folosi drept combustibil : gazul natural, gazul de furnal, combustibil lichid uşor şi chiar şi păcura fără sulf, cu măsuri speciale privind arderea sa.

• Turbogeneratoare încorporate în turbina cu gaze, derivate în general din instalaţii de avion. Numărul de turbogeneratoare pe turbină depinde de puterea acesteia faţă de capacitatea turbogeneratorului.

Combustibilul folosit este în general kerosenul. Se pot folosi şi combustibili de calitate inferioară, cu scăderea simultană a puterii maxime posibil a fi produsă şi a randamentului producerii lucrului mecanic.

• Generatoare cu pistoane libere, care din punct de vedere fizic sunt independente de turbina de putere. Din punct de vedere al combustiei şi al


obţinerii gazelor de ardere ele funcţionează ca motoare Diesel. Numărul de generatoare pe o turbină depinde de puterea nominală a acesteia. Instalaţia necesită un generator suplimentar pentru asigurarea serviciilor proprii. Combustibilul folosit este oricare din cel utilizat de celelalte generatoare de gaze, inclusiv păcura, ceea ce constituie unul din marile avantaje ale acestei soluţii.

Temperatura gazelor de ardere la intrarea în turbină este unul din elementele principale care influenţează atât puterea nominală posibilă cât, mai ales, randamentul termic maxim de obţinere a acesteia. Ea se situează la limita inferioară de circa 450 °C în cazul generatoarelor cu pistoane libere şi ajunge în mod curent la 750 – 800 °C, sau chiar la 1 000 °C, la celelalte, cu răcirea suplimentară – eventual – a paletelor turbinei.

GE C 2 TG 2

CC

Fig. 5.4. CET cu TG în circuit închis

Ca şi în cazul turbinelor cu abur şi aici se pune problema alegerii – dimensionării – puterii nominale a turbinei cu gaze. Teoretic, situaţia este similară turbinei cu contrapresiune, în locul aburului fiind recuperată căldura conţinută de gazele de ardere eşapate din turbină.

C1 TG1

CC Cb.

Cb.

Producţie de căldură

En. el.

Cb. s

PA

Pc C

AC


Practic, problema este totuşi diferită: în cazul în care cererea momentană de putere electrică este mai mare decăt cererea de căldură ce ar putea fi asigurată pe seama debitului de gaze de ardere (Vgev) evacuate din turbină, există posibilitatea ca diferenţa de debit (ΔVgev) să fie evacuată direct în atmosferă, înainte de intrarea în cazanul recuperator.

Faţă de turbina de abur cu contrapresiune, evacuarea în atmosferă a debitului (ΔVgev) de gaze de ardere înseamnă numai pierdere energetică sub formă de căldură, nu şi de „materie primă”, cum era cazul la turbina cu abur.

Din aceste motive, dimensionarea (alegerea) turbinelor cu gaze în CET se poate face fie după debitul de căldură necesar, fie după cererea de putere. Decizia privind dimensionarea este influenţată de aceleaşi considerente ca şi în cazul turbinelor cu abur, ea fiind rezultatul calculelor tehnico-economice. Acestea permit, în final, determinarea valorii optime a coeficientului de termoficare, αopt .

Cogenerarea cu motoare termice (CET cu MT)

Motoarele termice utilizate în instalaţiile de cogenerare (v. fig. 5.5.) se bazează pe recuperarea căldurii din :

• gazele de ardere evacuate din motor;

• călduri de înaltă temperatură (la circa 120 °C) preluată din apa de răcire a blocului motor (cilindri, pistoane, etc.);

• călduri de joasă temperatură (la circa 35 – 50 °C) preluată din apa de răcire a celorlalte subansambluri ale motorului.

Căldura conţinută de apa de răcire a uleiului de ungere, poate fi recuperată teoretic, dar practic se evită, din considerente de siguranţă a menţinerii regimului termic al debitului de ungere la valorile impuse de buna funcţionare a motorului.

Aceleaşi considerente de siguranţă a regimului termic al apei de răcire apar şi la celelalte două recuperări, dar ele pot fi asigurate relativ mai uşor cu ajutorul unor instalaţii de reglaj adecvate.

Din punct de vedere al modului de realizare a arderii, motoarele termice pot fi cu explozie sau cu gaze.

Motoarele cu explozie sunt cu benzină – ciclul Beau de Rochas sau hidrocarburile uşoare, în doi sau patru timpi, cu aprindere prin scânteie – aprindere comandată.

Motoarele Diesel folosesc, în general, combustibil lichid uşor, aprinderea amestecului combustibil – aer de ardere având loc prin auto-aprindere. Ca urmare, necesită o compresie mai mare a aerului de ardere. Majoritatea acestora funcţionează după un ciclu mixt Beau de Rochas + Diesel adică după un ciclu cu Sabathe.

Sunt motoare Diesel de tip DUAL FUEL, care folosesc drept combustibil gazul natural şi 5-8 % combustibil lichid.

Toate motoarele termice cu explozie pot fi trecute şi la folosirea gazului natural drept combustibil, ca şi motoarele pe benzină, cu modificarea corespunzătoare a


raportului de compresie a amestecului aer – gaz (în primul caz el scade, iar în al doilea creşte).

M.T. GE

Cb.

Aer

En. electrică

Cazan recuperat

Gaze de ardere

Apă caldă

Sch. de suprafaţă

Producţie de căldură

Pc

Pr

Fig. 5.5. CET cu motoare termice

Cogenerarea cu ciclu mixt gaze-abur

Ciclurile mixte gaze – abur diferă în primul rând din punctul de vedere al amestecului, sau nu, al celor două fluide de lucru. În al doilea rând, pentru varianta utilizată în cazul generării soluţiei, diferă în funcţie de modul de combinare între schemele termice ale celor două cicluri.

În general, în cazul cogenerării se utilizează ciclul deschis cu turbine cu gaze, al cărui cazan recuperator produce abur pentru ciclul cu abur. Alimentarea cu caldură se face din ciclul cu abur, ca în figura 5.6.

Din punct de vedere al ciclului cu gaze şi al cazanului recuperator (CR), schemele pot fi:

a) Fără ardere suplimentară în CR, care presupune utilizarea în CR numai a căldurii gazelor de ardere de la TG. Este soluţia cea mai folosită.

b) Cu ardere suplimentară, care poate avea loc în două feluri:

• pe baza excesului mare de aer din gazele de ardere de la TG.

• prin introducerea de aer de ardere suplimentar, cu ajutorul unui ventilator.


C TG

C.C.

TA

GE

GE

A

Cb. S

CR

En. el.

Cb.

Sch.

PC

EC Producţie de căldură

Pal

Fig. 5.6. CET cu ciclu mixt gaze – abur

Ciclul cu abur poate funcţiona şi independent faţă de cel cu gaze.

Această soluţie permite obţinerea în CR a aburului cu presiune mai mare mărind parametrii ciclului cu abur şi simultan randamentul termic al acestuia.

Schema permite funcţionarea şi fără ardere suplimentară, ca în cazul (a). CR cu ardere suplimentară permite obţinerea unor debite suplimentare de abur, în condiţiile de consum termic. Ca urmare, schema este folosită mai ales la termoficarea industrială.

c) Cu post combustie, prin care se utilizează tot excesul de aer de ardere din gazele evacuate din TG. Cazanul recuperator este similar cazanului cu abur clasic, iar parametrii aburului produs sunt cei utilizaţi curent în turbinele cu abur. Ca urmare, funcţionarea cu postcombustie trebuie să aibe loc continuu, astfel ciclul cu abur nu poate funcţiona cu parametrii nominali. CR poate arde şi cărbune.

d) Arderea în focare sub presiune a combustibilului solid. Acesta poate avea loc fie în pat fluidizat, fie în stare pulverizată. Căldura dezvoltată prin arderea combustibilului este utilizată în paralel în cele două cicluri.

e) Arderea cărbunelui în pat fluidizat, la presiune atmosferică. Schema este similară variantei (d). Ea este mai puţin utilizată practic.

f) Fără ardere suplimentară, cu integrarea gazeificării cărbunilor. Arderea are loc în două trepte: parţial în gazogen şi finalizarea sa în instalaţia de TG.


Un aspect deosebit al utilizării ciclului mixt gaze-abur, este folosirea sa pentru reabilitarea CET cu abur existente.

În asemenea cazuri este necesar în prealabil să se verifice posibilităţile menţinerii nivelului presiunii aburului la contrapresiunea şi/sau prizele reglabile ale turbinei cu abur. Acesta se impune deoarece, prin suprapunerea circuitului cu gaze, parametrii aburului utilizat în turbina cu abur scad puţin. Există şi posibilitatea realizării CR cu producerea aburului la două nivele de presiune, din care cel de joasă presiune corespunde direct cu consumul termic.

Efectele tehnice ale reabilitării sunt în principal următoarele:

creşte randamentul termic global faţă de cel corespunzător funcţionării separate;

creşte puterea electrică totală disponibilă;

scade într-o oarecare măsură puterea electrică produsă de ciclul cu abur, datorită reducerii în general a parametrilor aburului la intrarea în turbină.

5.1.4. Producerea căldurii în centrale termice (CT) – caracteristici generale

• centralele termice reprezintă ansamblul următoarelor instalaţii:

- cazanele de abur sau/şi de apă fierbinte ori de apă caldă. Ele diferă de la caz la caz, în funcţie de : natura combustibilului folosit (combustibili clasici sau deşeuri combustibile). În conturul cazanului propriuzis intră toate instalaţiile anexe, în funcţie de tipul său: instalaţiile de preparare şi alimentare cu combustibil, pompele de apă de alimentare (la cazanele de abur), pompele de circulaţie şi de recirculare (la cazanul de apă fierbinte), instalaţiile de ventilatoare ale aerului de ardere şi pentru evacuarea gazelor de ardere, instalaţiile de evacuare a zgurii şi cenuşii (în cazul folosirii combustibililor solizi şi/sau a deşeurilor combustibile similare acestora);

- coşul de fum pentru evacuarea gazelor de ardere;

- staţia de tratare chimică a apei de adaos, pentru complectarea pierderilor de agent termic: apa demineralizată pentru cazanele de abur şi dedurizată pentru cazanele de apă fierbinte sau de apă caldă;

- diverse schimbătoare de căldură: abur-apă sau apă-apă.

• în cazul centralelor termice: alegerea tipului cazanelor utilizate (de abur, apă fierbinte sau apă caldă) şi dimensionarea optimă a capacităţilor de producţie, în funcţie de natură combustibilului disponibil, a naturii şi parametrii agenţilor termici necesar a fi realizaţi şi de regimurile caracteristice de consum - de încărcare a lor.


5.1.5. Indicatori tehnici specifici filierelor de cogenerare

Pentru un contur dat, format din: sursă – CET şi consumator, performanţele tehnice ale unei soluţii de cogenerare sunt cuantificate prin indicatori tehnici. Se definesc indicatori care caracterizează atât funcţionarea sursei - CET cât şi indicatori caracteristici consumului.

Performanţele termodinamice şi tehnice ale unei maşini funcţionând în regim de cogenerare sunt caracterizate de indicatorii tehnici prezentaţi în următoarele paragrafe.

• Randamentul producerii energiei electrice, ηE;

• Randamentul global, ηt – se defineşte ca raportul dintre energia totală produsă în cogenerare, ET + QT (MWh) şi echivalentul în căldură al combustibilului consumat, QB (MWh);

• Gradul (maxim) posibil de recuperare (de utilizare) a căldurii evacuate din ciclul termodinamic. Acesta reprezintă raportul între debitul de căldură efectiv livrată din instalaţia de cogenerare , Qr şi debitul de căldură posibil a fi livrat, Qp : xr = Qr / Qp, unde xr ≤ 1. Valorile lui xr depind de tipul instalaţiei de cogenerare (TA, TG, MT), de tipul şi parametrii agentului termic primar respectiv secundar, de tipul constructiv şi modul de dimensionare a instalaţiei care asigură preluarea căldurii (schimbător de căldură, cazan recuperator).

• Indicele de termoficare de referinţă (y0) - structura producţiei de energie la nivelul instalaţiei de cogenerare de bază (turbina cu abur, turbina cu gaze, motoare termice). El reprezintă raportul între energia electrică produsă de instalaţia de cogenerare (ET) şi căldura produsă de aceasta (QT) strict pe seama energiei electrice (ET): y0 = ET / QT, în kWhe/kWht .

Valorile indicelui de cogenerare de referinţă, depind de tipul instalaţiei de cogenerare de bază, de mărimea puterii nominale şi de gradul de încărcare a instalaţiei faţă de încărcarea nominală.

Pentru o CET alcătuită din mai multe unităţi, care alimentează cu energie un anumit consumator, se mai definesc următoarele mărimi:

• gradul de cogenerare (termoficare), xt , care reprezintă raportul între energia electrică produsă în regim de cogenerare (ET), în strictă dependenţă de căldura livrată (QT) şi totalul energiei electrice produsă de instalaţia de cogenerare (Eg): xt = ET / ES .

Valorile anuale ale gradului de termoficare depind de regimul de funcţionare al instalaţiilor de cogenerare, după cum se urmăreşte asigurarea cererii de căldură (“funcţionarea în regim termic”) sau a celei de energie electrică (“funcţionarea în regim electric”). Ca urmare, 0≤xt≤1.

• coeficientul de cogenerare (αt = QT/Qs), care indică ponderea producţiei de căldură din instalaţiile de bază (QT) în producţia totală de căldură a CET


(Qs). Diferenţa între (Qs) şi (QT) este asigurată de instalaţiile termice de vârf: Qv = Qs – QT .

• indicele de structură al producţiei de energie a CET, ys, care reprezintă raportul între energia electrică (Es) şi căldura (Qs) total produse de CET (ys = Es/Qs). Dacă se neglijează consumurile proprii de energie ale CET şi pierderile de energie la transport, de la sursă la consumatori, atunci indicele de structură al energiei produse de CET este identic cu acela al consumatorului (yc = Ec / Qc, unde Es = Ec si Qs = Qc).

• economia de energie primară realizată în cazul soluţiei de cogenerare faţă de producerea separată a celor două forme de energie. El reprezintă cel mai sintetic indicator de eficienţă al soluţiei de cogenerare, cu implicaţii directe asupra eficienţei economice a soluţiei respective.

Consumatorii de energie electrică şi termică alimentaţi de către o instalaţie de cogenerare (o CET) sunt caracterizaţi prin alte trei mărimi şi anume:

cererea maximă;

durata de alimentare cu energie;

gradul de aplatizare (sau de neuniformitate) al curbei clasate de consum;

structura cererii de energie, ca raportul între energia electrică şi energia termică necesară consumatorilor (yc = Ec / Qc ).

Valoarea lui yc depinde de tipul consumatorilor, industriali, urbani şi/sau terţiari. În general, valorile lui yc sunt mai mari în cazul consumatorilor industriali, faţă de cazul celor urbani, unde el are valori de 0,10 ... 0,15 kWhe/ kWht.

5.1.6. Comparaţia din punct de vedere tehnic între diverse soluţii de cogenerare

În cele ce urmează se face o scurtă comparaţie între diversele soluţii de cogenerare, din punct de vedere al următorilor indicatori tehnici caracteristici :

• economia de energie primară (de combustibil) realizată în cazul cogenerării, faţă de producerea separată a celor două forme de energie;

• indicele de cogenerare (de structură a producţiei de energie) – producţia specifică de energie electrică (Ep) pe seama cantităţii de căldură livrată (Qp), yT = Ep / Qp;

• randamentul termic total de producere a celor două forme de energie, cu influenţe asupra sa „a efectului de scară” şi a structurii cererii de energie (indicele de structură), (Z = Q / E sau yg = E / Q = 1 / Z);

• comportarea la funcţionarea la sarcini parţiale, din punctul de vedere al consumului specific de energie şi/sau al randamentului;

• natura combustibilului utilizat;


• raportul greutate faţă de puterea electrică nominală.

Economia de energie primară

Aceasta se calculează în raport cu producerea separată a celor două forme de energie: căldura în centralele termice şi energie electrică în CTE clasice.

Comparând valorile economiei specifice de combustibil realizată faţă de producerea separată, pentru diversele tipuri de echipamente de cogenerare (turbine cu abur - TA, turbine cu gaze - TG, motoare termice - MT), se constată că:

- pentru aceeaşi valoare a coeficientului de termoficare (α), economia specifică de combustibil realizată în cogenerare faţă de producerea separată scade în general începând cu motoarele termice, urmând soluţia cu tubine cu gaze şi respectiv soluţia cu turbine cu abur;

- în cazul aceloraşi tipuri de instalaţii de cogenerare de bază, (turbine cu gaze sau motoare termice), funcţionarea după regimul electric (r.e.) conduce la valori mai mari ale economiei specifice de combustibil, faţă de funcţionarea după regimul termic (r.t.), corelat cu valoarea randamentului producerii energiei electrice (ηTG, respectiv ηMT).

Valorile cele mai mari ale economiei de energie primară se realizează în cazul soluţiilor de cogenerare cu ciclu combinat gaze-abur şi al motoarelor termice.

Aceste valori sunt mult influenţate de raportul între producţia totală de energie electrică (E) şi aceea de căldură (Q) unde : yg = E / Q. Din acest ultim punct de vedere ciclurile cu TA cu contrapresiune permit valorile cele mai coborâte ale lui yg (aici yg este identic cu indicele de termoficare yT, deoarece întreaga cantitate de energie electrică este produsă pe seama căldurii livrate din turbină). Se constată că celelalte soluţii de cogenerare permit obţinerea unor rapoarte (E/Q) mai mari, deci sunt recomandabile unor cereri mari de energie electrică, în comparaţie cu cea de căldură.

De asemenea, se constată că numai ciclurile cu abur cu turbine cu contrapresiune permit realizarea unor randamente termice globale de peste 85 %, în timp ce ciclurile cu turbine cu abur cu condensaţie şi prize reglabile, pe măsura creşterii ponderii producţiei de energie electrică în condensaţie (creste yg = E / Q) conduc la randamente termice globale iîn mod curent sub 65 %.

Indicele de cogenerare - yT

Variaţia şi valorile efective ale indicelui de cogenerare realizat în cazul diverselor filiere de cogenerare permit următoarele constatări:

• Valorile maxime ale indicilor de cogenerare corespund soluţiilor de cogenerare cu motoare termice, datorită în special valorilor reduse ale debitelor de căldură livrate. Ele sunt mai mari în cazul MT ce produc apă fierbinte sau abur saturat de joasă presiune (yT = 0,75 – 1,30).

• Este interesant de remarcat că, în acest caz, ca şi în cazul CET cu TG, valorile indicelui de cogenerare sunt influenţate în mod special de cantităţile de energie produse şi nu de parametrii termodinamici, ca în


cazul CET cu abur. Aceasta se explică prin faptul că atât în cazul MT cât şi al TG, ciclul de termoficare este de fapt un ciclu recuperator de căldură, elementul principal urmărit fiind producţia de energie electrică. De aceea, în aceste cazuri, analiza ciclurilor din punct de vedere al indicelui de cogenerare nu este semnificativă.

• În cazul CET cu TG, indicele de cogenerare este influenţat mult de existenţa sau nu a postcombustiei. Astfel, pentru TG fără postcombustie yT = 0,5 – 0,75 şi scade în cazul celor cu postcombustie, în funcţie de tipul arzătoarelor utilizate în acest scop, la yT = (0,2 pentru arzătoare de tip vană de aer) şi respectiv la yT = 0,13 (pentru arzătoare cu turbulenţă).

• În cazul CET cu TA şi al ciclurilor combinate gaze-abur, indicele de cogenerare este influenţat mult pe de-o parte de parametrii aburului livrat din turbine, şi, pe de altă parte, de parametrii aburului viu la intrarea în acestea. În orice caz, în ciclul mixt, luându-se în considerare şi puterea electrică produsă de turbina cu gaze, indicele de cogenerare creşte sensibil.

Randamentul termic total – ηt

Din punctul de vedere al randamentului total ηt, toate variantele de cogenerare sunt net superioare producerii separate, iar între ele valorile sunt comparabile.

Randamentul producerii energiei electrice ηE (sau al producerii lucrului mecanic) este influenţat şi de efectul de scară, adică de valorile puterii electrice nominale. Se constată că în cazul CET cu TA sau TG, pentru puteri electrice nominale mai mari de cca 1 şi 2 MW, randamentul termic al producerii lucrului mecanic rămâne practic acelaşi.

Un alt element care influenţează randamentul total ηt este structura cererii (Z = Q/E).

Comportarea la sarcini parţiale

Comportarea la sarcini parţiale a echipamentelor producătoare de energie este importantă din două puncte de vedere: al minimului tehnic şi al modificării principalelor caracteristici funcţionale (consumul specific de energie sau randamentul termic).

Din punct de vedere al minimului tehnic, turbinele cu abur se caracterizează printr-un debit minim necesar a fi prelevat la contrapresiunea maşinii sau de cel necesar răcirii corpului de joasă presiune, de după priza reglabilă, în cazul turbinelor cu condensaţie şi priză reglabilă.

De asemenea, în cazul folosirii cazanelor de abur ca instalaţii termice de vârf, trebuie ţinut seama de debitul minim tehnic al acestora, sub care ele nu admit funcţionarea. Valoarea minimului tehnic depinde de:

• la turbinele cu contrapresiune – de raportul între presiunea aburului la contrapresiune şi aceea a aburului viu, crescând odată cu acest raport;

• la cazanele de abur, de tipul cazanului (cu circulaţie forţată sau naturală), de natura combustibilului şi de tipul instalaţiilor de ardere. Debitul de abur


corespunzător a minimului tehnic al cazanelor creşte odată cu scăderea calităţii combustibilului, de la cca. 35-40 % pentru gazele naturale, la 50-60 % în cazul cărbunilor, în funcţie de modul lor de ardere: pe grătar (cca. 60 %) sau sub formă de praf în strat fluidizat (cca. 50-55 %).

În ce priveşte celelalte tipuri de instalaţii, TG şi MT, ele nu prezintă probleme specifice din punct de vedere al minimului tehnic.

Din punct de vedere al consumului specific sunt de remarcat :

• În cazul turbinelor cu abur consumul specific de căldură pentru producerea energiei electrice este sensibil faţă de încărcarea termică mai ales în cazul turbinelor cu contrapresiune (se reduce randamentul intern al acestora). Creşterea consumului specific odată cu reducerea încărcării turbinei la cca 40 % este de cca. 4-5 %.

• În cazul turbinelor cu condensaţie şi prize reglabile, consumul specific pentru producerea energiei electrice nu este atât de mult influenţat de încărcarea propriu-zisă a lor, cât mai ales de cota de energie electrică, produsă în regim de cogenerare (ET) faţă de aceea total produsă (E) – diferenţa Ecd fiind produsă în condensaţie : eT = ET / Ecd.

În aceste condiţii relaţia generală a consumului specific q pentru producerea energiei electrice devine:

]/[)1/()( kWkWeqqeq TcdTT ++×= (5.1.)

Deoarece qT << decât qcd, se constată că, cu cât eT creşte, consumul specific q scade.

Cu alte cuvinte, din punct de vedere al eficienţei soluţiei de cogenerare cu turbine cu condensaţie şi prize reglabile, este cu atât mai bine cu cât acestea produc mai puţină energie electrică în regim de condensaţie.

• În cazul turbinelor cu gaze variaţia la sarcini parţiale a consumului specific de energie primară pentru producerea energiei electrice este dependentă de: modul de funcţionare – soluţia constructivă – a turbinei (cu debit constant sau variabil de aer) şi de existenţa sau nu a postcombustiei.

La sarcini parţiale consumul specific total de energie al turbinelor cu gaze, care au posibilitatea variaţiei debitului intrat în ele este cu cca 10-12 % mai mic decât la cele cu debit constant de aer. De asemenea, în cazul postcombustiei, consumul specific total este mai mic cu cca. 30-35 % pentru sarcini parţiale mici (40-45 %) şi scade odată cu creşterea încărcării.

• În cazul motoarelor termice, randamentul termic total, (deci şi consumul specific de energie) este relativ puţin influenţat de funcţionarea la sarcini parţiale în timp ce randamentul producerii lucrului mecanic este mai mult influenţat.

Influenţa redusă a funcţionării la sarcini parţiale asupra randamentului total al motorului este determinată de faptul că energia recuperată din apa de răcire şi din


gazele de ardere au variaţii inverse. Aceasta face ca, pe ansamblu, bilanţul energetic al motorului să se modifice relativ puţin.

• În cazul ciclurilor combinate gaze – abur, variaţia consumului specific pentru producerea energiei electrice este rezultatul suprapunerii variaţiei consumurilor specifice aferente ciclului cu TG peste cel al ciclului cu TA, în funcţie de tipul instalaţiilor utilizate, aşa cum s-a arătat mai sus pentru fiecare din ele.

Natura combustibilului folosit

În cazul CET cu TA se poate utiliza orice tip de combustibil, în funcţie de natura şi caracteristicile acestuia depinzând practic numai de tipul instalaţiilor de ardere ala cazanelor de abur.

Pentru CET cu TG se foloseşte în special gazul natural. Se poate folosi şi combustibil lichid uşor sau chiar păcură, cu urmări privind reducerea randamentului termic total şi mai ales cu măsuri tehnice suplimentare privind realizarea constructivă a turbinelor cu gaze şi a cazanelor recuperatoare (limitarea temperaturii minime de evacuare a gazelor de ardere).

În cazul CET cu MT se poate utiliza fie gazul metan, fie combustibilul lichid uşor, fie amândouă.

Natura combustibilului posibil a fi utilizat în cazul CET cu ciclu combinat gaze – abur depinde de tipul ciclului (modul de realizare a legăturii între ciclul cu gaze şi cel cu abur). Astfel, în cazul schemelor clasice cu ciclu cu gaze şi cazan recuperator producător de abur (cu sau fără ardere suplimentară), combustibilul posibil a fi folosit este cel utilizat şi în cazul turbinelor cu gaze. În celelalte tipuri de cicluri combinate se pot folosi şi alte categorii de combustibil.

Raportul greutate faţă de puterea electrică nominală a instalaţiei - permite aprecierea asupra complexităţii şi gabaritelor instalaţiilor. Din acest punct de vedere, în general acest indicator are valorile cele mai mici în cazul turbinelor cu gaze, unde este de circa 3-5 kg / kW; pentru puteri electrice nominale de peste 1 MW.

În cazul motoarelor termice, raportul acesta ia valori de cca. 13-16 kg / kW.

Pentru CET cu TA acest raport este mult mai mare, mai ales în cazul turbinelor cu condensaţie şi priză reglabilă.

5.2. AGENŢI PURTĂTORI (ABUR, APĂ FIERBINTE, AER COMPRIMAT) – CARACTERISTICI, PARAMETRI

5.2.1. Aspecte generale privind agenţii termici purtători

Alimentarea cu căldură a unui consumator presupune întotdeauna asigurarea unui anumit debit de căldură la un anumit nivel termic, impuse de natura şi modul de desfăşurare a procesului, precum şi de caracteristicile aparatului consumator.


În funcţie de valoarea parametrilor agenţilor termici de transport la aparatele consumatoare şi de natura procesului tehnologic se utilizează următorii agenţi termici de transport:

a. Pentru procesele de forţă (consumatoare de lucru mecanic) se utilizează, în general, aburul, aerul comprimat sau alte gaze. În aceste cazuri, natura şi parametrii agentului termic de transport sunt impuse de procesul şi aparatul consumator, corelate cu mărimea lucrului mecanic necesar.

b. Pentru procesele de încălzire sau răcire natura şi parametrii agenţilor termici de transport depind, în primul rând, de regimul termic impus la aparatul schimbător de căldură t1. Din acest punct de vedere, procesele de consum se pot împărţi (convenţional) în următoarele categorii:

• de joasă temperatură, cu t1 < 100°C;

• de medie temperatură, cu 100 < t1 ≤ 180°C;

• de înaltă temperatură, cu t1 > 180°C.

5.2.2. Agenţi termici utilizaţi pentru procesele de medie temperatură

În cadrul proceselor de medie temperatură, agentul termic de încălzire trebuie să asigure, în general, o anumită temperatură. Fac excepţie numai unele procese, precum vulcanizarea, presarea cauciucului, unde pe lângă o anumită temperatură agentul termic trebuie să aibă şi o anumită presiune. De asemenea, în cazul proceselor de uscare prin contact (producerea hârtiei, industria textilă etc.), se impune condiţia ca regimul termic să fie acelaşi în lungul întregii suprafeţe de transfer de căldură a aparatului consumator. Aceasta necesită utilizarea unui agent termic în stare de vapori, care prin condensare să asigure transferul de căldură la temperatură constantă în lungul suprafeţei. De aceea, în aceste cazuri se utilizează, în general, aburul cu presiuni puţin peste aceea atmosferică.

În majoritatea celorlalte procese de încălzire, care au loc la nivele termice între 100 şi cca. 180°C, se poate folosi ca agent termic de transport atât aburul, cât şi apa fierbinte.

Eficacitatea comparativă a utilizării acestor agenţi termici trebuie determinată prin calcule tehnico-economice complete, care să ţină seama de ansamblul sistemului de alimentare cu căldură. Rezultatul acestor calcule este influenţat de condiţiile constructive şi de funcţionare ale aparatelor consumatoare, precum şi de cele energetice ale ansamblului sistemului de alimentare cu căldură.

5.2.3. Aspecte tehnice comparative ale utilizării aburului şi ai apei fierbinţi

Acestea sunt, în principal, următoarele:

a. Returnarea agentului termic la sursă constituie o problemă foarte importantă din două puncte de vedere: nereturnarea parţială sau integrală necesită completarea la sursa de căldură cu un debit echivalent de apă de adaos, care presupune existenţa


(disponibilitatea) acestui debit de apă şi apoi tratarea chimică a sa până la nivelul impus de calitatea apei de alimentare a cazanelor.

În cazul apei fierbinţi, în funcţie de modul de racordare la reţea a aparatelor consumatoare, se poate considera că se returnează integral şi neimpurificată. Când apar pierderi de apă din reţea şi unele impurificări ale celei returnate, completarea pierderilor şi pretratarea apei de adaos necesită la sursa de căldură numai o dedurizare.

Când se utilizează aburul ca agent termic, orice pierderi de agent sau impurificarea condensatului returnat necesită, la sursa de căldură, înlocuirea cu apă de adaos, demineralizată în prealabil. Chiar şi la returnarea condensatului pur este necesară o pretratare înaintea introducerii în circuitul apei de alimentare a cazanelor. Aceasta este impusă de impurităţile antrenate de condensat din aparatele consumatoare şi instalaţiile anexe de colectare, inclusiv din reţeaua de transport.

Ca urmare, utilizarea aburului ca agent termic, comparativ cu apa fierbinte, conduce la un consum suplimentar de apă de adaos şi mărirea corespunzătoare a capacităţii instalaţiilor de tratare chimică a acesteia.

b. Schemele pentru racordarea consumatorilor depind de parametrii maximi ai agentului termic admişi de aparatele consumatoare.

Atunci când aparatele consumatoare admit parametrii agentului termic, schemele de racordare ale acestora sunt, în general, mult mai simple în cazul apei fierbinţi decât în cazul aburului, deoarece lipseşte toată gospodăria de colectare şi returnare a condensatului.

În situaţia în care aparatele consumatoare nu admit parametrii agentului termic şi mai ales atunci când se utilizează apă fierbinte la temperaturi peste 150°C, apar probleme tehnice deosebite faţă de cazul folosirii aburului. Astfel, la temperaturi de peste 100°C, pentru evitarea vaporizării apei fierbinţi este necesar ca în orice punct al sistemului de alimentare cu căldură presiunea sa să fie mai mare decât presiunea de saturaţie corespunzătoare temperaturii respective. Ca urmare, la temperaturi de peste 150°C, presiunea apei în sistem trebuie menţinută la peste 6 bar. Scăderea bruscă a presiunii într-unul din punctele sistemului poate conduce la apariţia fenomenului de vaporizare, ceea ce determină eforturi mecanice suplimentare în punctul respectiv, cu posibilităţi de degradare a instalaţiei.

c. Complexitatea problemelor de exploatare ale sistemelor de alimentare cu căldură, care în cazul aburului sunt amplificate de variaţia debitelor la consumatori. Pentru consumatorii cu regim intermitent, în două schimburi, acestea conduc la apariţia condensului în conducte după perioada de întreruperi, ceea ce determină producerea loviturilor de berbec cu avariile corespunzătoare.

Se impune un personal de exploatare cu pregătire superioară.

d. Reglarea cantităţii de căldură livrată consumatorilor, în cazul apei fierbinţi, se face centralizat prin variaţia temperaturii sau/şi a debitului, ceea ce este mai complicat decât în cazul aburului, unde reglajul se poate face simplu prin laminare la aparatul consumator.


e. Transportul şi distribuţia la distanţă a apei fierbinţi se face cu ajutorul pompelor de circulaţie, care permit atingerea unor distanţe de ordinul zecilor de kilometri. În cazul aburului, distanţele de transport sunt limitate la ordinul kilometrilor, datorită presiunii iniţiale mari pe care trebuie să o aibă la sursă şi a posibilităţii condensării lui pe traseu până la consumator.

f. Domeniul de aplicabilitate a aburului este mai mare, putând asigura simultan consumuri termice cu parametrii diferiţi, ceea ce în cazul apei fierbinţi este limitat.

Având în vedere aceste aspecte tehnice principale, rezultă că alegerea naturii agentului termic pentru procesele de medie temperatură, între apă fierbinte sau abur, trebuie să ţină seama de condiţiile concrete impuse de consumatori şi de cele determinate de eficienţa energetică de ansamblu a sistemului de alimentare cu căldură.

5.2.4. Comparaţia energetică între utilizarea aburului sau a apei fierbinţi ca agenţi termici de transport

Prin această comparaţie, se urmăreşte să se pună în evidenţă cantitatea de căldură şi de energie electrică livrată de sursa de căldură în funcţie de natura sa, în cazul utilizării aburului sau a apei fierbinţi ca agenţi termici de transport. Pentru generalitate se va considera că sursa de căldură este o CET.

Schemele de principiu ale alimentării cu căldură, în cele două variante analizate, sunt prezentate în figura 5.7.

T

Fig. 5.7. Schemele termice de principiu ale utilizării aburului sau a apei fierbinţi ca agent termic de transport:

CET – reţea – consumator; T – turbină; AC – aparat consumat; OC – oală de condensat; RC – rezervor de condensat;PC – pompă de condensat; SB – schimbător de bază abur-apă fierbinte; CAF – cazan de apă fierbinte; PR – pompă de reţea – de circulaţie; IRR –instalaţie de reducere-

răcire.

În ambele variante, se consideră acelaşi necesar de căldură al consumatorului, aceeaşi durată de utilizare τ, realizat la aceleaşi nivele termice impuse de procesul de consum.

Analiza energetică comparativă se face plecând de la condiţiile impuse de consumator, avându-se în vedere următoarele etape:

Stabilirea parametrilor agentului termic la aparatul consumator;

CAFIRR T

ACOC AC SB

PC RCPR


Stabilirea debitului de căldură consumată de aparatul consumator;

Determinarea debitului de agent termic vehiculat;

Calculul parametrilor agentului termic la ieşirea din CET;

Determinarea parametrilor aburului prelevat din turbine;

Calculul puterii electrice produsă de turbine;

Determinarea puterii electrice consumată;

Puterea electrică livrată de către CET.

Concluzia privind comparaţia energetică este că, în general, apa fierbinte conduce la o putere electrică livrată în sistem mai mare decât în cazul aburului. Diferenţa de putere ΔP creşte odată cu distanţa de transport a căldurii lr.

5.2.5. Aerul comprimat

Aerul comprimat este utilizat în întreprinderile industriale, în special pentru mecanizarea şi automatizarea proceselor de producţie.

Avantajele utilizării aerului comprimat în proceselee tehnologice constau în aceea că aerul nu este explozibil, nu arde, nu condensează, nu este toxic sau poluant şi este disponibil în cantităţi nelimitate. În general, investiţiile aferente instalaţiilor pneumatice sunt mai mici decât cele aferente instalaţiilor electrice. Mecanismele pneumatice permit funcţionarea în condiţiile unui mediu umed, exploziv şi la temperaturi înalte. Aparatele şi dispozitivele acţionate pneumatic au la rândul lor o serie de avantaje :

• construcţie simplă

• consum redus de materiale

• prezintă posibilitatea standardizării elementelor componente

• siguranţă în exploatare.

Producerea, distribuţia şi consumul aerului comprimat sunt afectate de pierderi calitative şi cantitative. Eficienţa energetică a producerii aerului comprimat, denumită şi “eficienţă pneumatică”, se exprimă prin raportul între lucrul mecanic util efectuat de unitatea de aer comprimat în aparatul consumator şi lucrul mecanic consumat de compresorul de aer.

Pierderile în sistemul de producere apar în motorul de antrenare al compresorului şi în compresorul propriu-zis. Ponderea cea mai mare o au pierderile în compresor, a căror reducere se poate obţine prin fracţionarea comprimării în mai multe trepte, fiecare dintre ele urmată de o răcire intermediară. Pierderile compresorului mai depind de gradul mediu de încărcare, de soluţia de antrenare şi de metoda de reglare a debitului.

Pierderile prin scăpări sunt determinate de neetanşeităţile traseului aerului de la sursă la consumator (jocuri la cilindri, sertare, supape şi robinete).


Pierderile prin scăpări apar în cazul mecanismelor pneumatice atât la mersul în sarcină cât şi la mersul în gol. De multe ori, pierderile de aer comprimat prin scăpări depăşesc ca valoare consumul util. De aceea, se recomandă determinarea periodică a scăpărilor, atât în timpul exploatării cât şi după reparaţii. Scăpările se pot determina cu ajutorul contoarelor, iar în cazul lipsei acestora sau a unei precizii insuficiente, ele se pot determina prin măsurarea căderii de presiune a aerului în conducta principală, cu consumatorii deconectaţi. Experienţa practică a dovedit faptul că, în cazul instalaţiilor uzate, valoarea pierderilor prin scăpări poate ajunge la 30 - 40% din volumul total de aer vehiculat.

Pentru diminuarea pierderilor prin scăpări, un rol important îl are starea tehnică şi modul de exploatare a dispozitivelor de închidere şi reglare. Creşterea gradului de automatizare conduce la eliminarea pierderilor prin scăpări din timpul opririlor. Nerespectarea normelor de dimensionare şi construcţie a consumatorilor pneumatici şi a sistemelor de distribuţie a aerului comprimat conduce la scăderea presiunii aerului de alimentare şi implicit la funcţionarea nesatisfăcătoare a acestora.

Pierderile sub formă de căldură apar în cazurile în care, pentru economisirea aerului comprimat, se recurge la creşterea temperaturii acestuia. Pentru diminuarea pierderilor de căldură în mediul ambiant, direct proporţionale cu temperatura aerului, este necesară izolarea termică corespunzătoare a conductelor de aer comprimat.

Pierderile prin frecare sunt determinate de rezistenţele întâmpinate la curgerea aerului de la sursa de producere până la cei mai îndepărtaţi consumatori. Pentru reducerea acestor tipuri de pierderi este necesară reducerea vitezei aerului comprimat la cca 12 – 15 m/s, iar în cazul conductelor foarte lungi chiar până la 10 m/s.

Aerul poate conţine o anumită cantitate de umiditate care poate condensa în conductele de distribuţie, conducând la depuneri importante pe traseu precum şi la coroziunea reţelelor de aer comprimat şi a instalaţiilor consumatoare. De aceea, este necesară uscarea corespunzătoare a aerului, ceea ce implică echiparea cu rezervoare de separare a condensatului precum şi cu filtre speciale amplasate înaintea instalaţiilor consumatoare de aer comprimat.

Pierderile la evacuare apar la ieşirea aerului comprimat din reţelele de distribuţie şi intrarea în aparatele consumatoare, în special datorită reglării incorecte a organelor de admisie a aerului comprimat.

Principalele măsuri de reducere a pierderilor în întregul ansamblul (producere, distribuţie şi consum a aerului comprimat) sunt:

• îmbunătăţirea modului de utilizare a aerului comprimat la consumatori prin realizarea de ajutaje economice, automatizarea şi etanşeizarea admisiei aerului comprimat la aparatele consumatoare, utilizarea de ajutaje corect dimensionate în vederea alegerii secţiunii minime de trecere;


• uscarea aerului, având în vedere că prin răcirea sa are loc condensarea vaporilor de apă conţinuţi, reducând secţiunile de curgere şi înrăutăţind funcţionarea sistemelor de aer comprimat;

• mărirea presiunii şi răcirea aerului aspirat, când este necesară creşterea debitului compresorului;

• încălzirea aerului comprimat înainte de consumatori, pentru acelaşi consum volumetric se reduce astfel consumul gravimetric. Încălzirea aerului chiar la temperaturi înalte, nu prezintă pericol de explozie a eventualului amestec aer şi ulei;

• normarea judicioasă a consumurilor specifice de aer comprimat pe unităţi de produs, pe secţii de producţie, etc.

Efectele aplicării acestor măsuri asupra diferitelor sisteme de aer comprimat au consecinţe diferite în funcţie de condiţiile concrete ale fiecărei înterprinderi industriale, de gradul de dotare tehnică a instalaţiilor şi de modul lor de exploatare.

5.3. CARACTERISTICI ALE CONSUMURILOR FINALE DE ENERGIE TERMICĂ

5.3.1. Tipuri, clasificări

Pentru clasificarea consumurilor de energie termică pot fi avute în vedere mai multe aspecte cum ar fi :

• destinaţia consumului;

• natura şi parametrii purtătorului de energie;

• modul propriu de variaţie a cererii de energie (zilnică, saptămânală, sezonieră şi anuală);

• durata anuală a alimentării cu energie.

În funcţie de destinaţie se disting următoarele categorii de consumuri de energie termică :

a) consumuri pentru realizarea şi menţinerea unor anumite condiţii de muncă şi de viaţă (unui anumit nivel de confort), cum ar fi cele destinate încălzirii, ventilării, climatizării, preparării apei calde de consum;

b) consumuri cu caracter tehnologic (industrial), aferente activităţilor cu caracter productiv, proceselor tehnologice, etc.

Tot în funcţie de destinaţie, consumatorii de energie termică se pot clasifica în trei mari categorii :

- consumatori casnici sau rezidenţiali (locuinţe, spaţii comerciale, şcoli, spitale, etc);


- consumatori publici de tip urban (centralizată cu căldură, tratarea deşeurilor şi apelor uzate, etc);

- consumatori industriali (întreprinderi industriale mici, mijlocii sau mari).

În funcţie de durata anuală de alimentare se disting următoarele categorii de consumuri de energie :

a) consumuri cu caracter permanent, deloc sau puţin dependente de variaţiile climaterice din cursul anului (cele mai multe consumuri tehnologice, consumul de căldură pentru prepararea apei calde, etc);

b) consumuri cu caracter sezonier, dependente de mărimea temperaturii exterioare (consumurile pentru încălzire, ventilare, climatizare, etc).

În funcţie de natura purtătorului de energie, consumurile de energie termică (căldură) se pot clasifica:

• consumuri de căldură sub formă de abur;

• consumuri de căldură sub formă de apă fierbinte sau apă caldă.

Definirea cererii de energie a unui mare consumator sau a unui grup de consumatori mai mici la un moment dat constă în precizarea următoarelor aspecte :

- valorile limită ale cererii momentane (maximă, minimă);

- consumurile lunare, sezoniere şi anuale de energie realizate sau preliminate;

- durata anuală a alimentării cu energie, în cazul existenţei mai multor perioade caracteristice, durata fiecăreia dintre acestea;

- modul de variaţie specific a cererii de energie pentru un interval cu durata unei zile, a unei săptămâni, a unui sezon şi/sau a unui an.

Cererea totală de energie la nivelul unui contur dat rezultă prin însumarea cererilor diferitelor categorii şi/sau grupări de consumatori.

În cazul unor consumuri simultane de energie electrică şi căldură cu potenţial termic mediu sau coborât, consumatorii sunt caracterizaţi printr-un indice de structură a consumului, definit prin raportul între cererile maxime, medii sau momentane de energie electrică şi respectiv de căldură. Această mărime influenţează şi în anumite situaţii chiar determină natura şi caracteristicile soluţiei de alimentare cu energie sau modalitatea de tarifare convenabilă consumatorului.

Consumul de căldură cu nivel termic coborât sau cel mult mediu are la rândul său mai multe destinaţii :

- încălzire, ventilare, climatizare;

- prepararea apei calde menajere/sanitare;

- tehnologică (alimentarea cu căldură a unei activităţi productive desfăşurate într-o întreprindere industrială sau a unei utilităţi publice).


Căldura este transportată de la sursă la consumatorul final prin intermediul unui agent termic, ale cărui natură şi parametri sunt în general adaptate destinaţiei consumului. Şi în acest caz diferitele categorii de consum prezintă caracteristici diferite.

Trebuie precizat faptul că, datorită limitărilor de natură tehnică, cererea de căldură cu potenţial termic ridicat este asigurată numai prin arderea directă a combustibilului în perimetrul instalaţiei consumatoare.

Însumarea consumurilor pentru stabilirea valorii maxime a cererii totale aferente diferitelor categorii sau grupuri de consumatori alimentaţi de către aceeaşi sursă se face ţinând seama de gradul de simultaneitate al cererilor respective. De asemenea, simultaneitatea consumurilor de energie electrică şi termică (diurnă, săptămânală, sezonieră, anuală) ale aceluiaşi consumator constituie un aspect important în definirea cererii respective de energie, care poate avea consecinţe importante asupra eficacităţii soluţiilor de alimentare cu energie prin cogenerare.

Consumatorii de căldură pentru încălzirea, ventilarea şi condiţionarea spaţiilor, fie ca aceştia sunt casnici, publici sau industriali, prezintă o serie de caracteristici comune legate de tipul de climă şi condiţiile meteorologice din zona de amplasament :

• durata de alimentare;

• curba de variaţie a temperaturii exterioare.

Consumatorii de energie de tip industrial prezintă la rândul lor o mare diversitate sub aspectul scării de putere, al indicelui de structură a consumului de energie, al duratei alimentării cu energie şi al modului specific de variaţie a cererii. Între caracteristicile cererii de energie, modul de variaţie în timp prezintă cele mai multe particularităţi, deoarece el constituie rezultatul suprapunerii efectelor unor factori bine determinaţi şi a unor factori aleatori.

Problema reducerii consumurilor de energie, respectiv a creşterii eficienţei energetice, este abordabilă indiferent de natura şi caracteristicile consumului sau consumurilor, prin recurgerea la două categorii de măsuri având ca scop :

• reprogramarea funcţionării şi reabilitarea instalaţiilor şi echipamentelor existente fără modificări esenţiale;

• identificarea şi implementarea unor soluţii tehnice noi de instalaţii, echipamente şi tehnologii cu performanţe tehnice, energetice şi economice superioare.

5.3.2. Consumuri pentru realizarea şi menţinerea unor anumite condiţii de muncă şi de viaţă

Având în vedere destinaţia, consumurile de căldură pentru încălzire, ventilare, climatizare şi prepararea apei calde, se pot încadra în categoria consumuri energetice aferente clădirilor. Eforturile de reducere ale oricărui tip de consum de energie trebuie să se bazeze pe cunoaşterea factorilor săi de influenţă.


Obiectivele acţiunilor de ameliorare a eficienţei energetice a clădirilor sunt, în ordine :

• realizarea şi menţinerea condiţiilor de confort;

• eliminarea pierderilor energetice;

• asigurarea monitorizării corespunzătoare a consumurilor energetice.

Măsurile adoptate sunt în general orientate în următoarele direcţii principale:

• instalarea unor sisteme pentru măsurarea şi controlul (reglajul) consumurilor energetice;

• intervenţii în structura clădirilor, pentru reducerea pierderilor de energie termică a acestora;

• îmbunătăţirea caracteristicilor tehnico-funcţionale ale instalaţiilor şi echipamentelor consumatoare;

• adoptarea unor soluţii de recuperare avansată a resurselor energetice secundare.

Consumul de căldură pentru încălzirea spaţiilor

Principalele elemente de care depinde mărimea consumului de căldură pentru încălzire se pot grupa în următoarele categorii:

a) natura şi destinaţia incintei încălzite precum şi specificul activităţii desfăşurate în interiorul acesteia: locuinţe, instituţii publice şi administrative, instituţii culturale, şcoli, cămine de copii, spitale, hale industriale, etc; degajări de căldură;

b) elemente geografice şi climaterice: zona geografică în care este amplasată incinta (clădirea), temperatura exterioară de calcul, viteza de calcul a vântului, orientarea geografică, gradul de expunere la vânt, temperatura de calcul a solului, adâncimea pânzei de apă freatică;

c) elemente constructive şi caracteristici termofizice ( densitate, căldură specifică, conductivitate termică, coeficienţi de transfer de căldură, permeabilitate termică, inerţia termică) ale elementelor de construcţie ale incintei: tip materiale de construcţii (cărămidă, panouri beton), tip pereţi (interior, exterior), grosime perete, tip planşee, tip pardoseală, tip izolaţie, uşi şi ferestre (interioare, exterioare, simple, duble, materiale), rosturi; coeficienţi de tarnsmitere a căldurii;

d) caracteristicile tehnico-constructive ale aparatelor de schimb de căldură, modul de exploatare şi întreţinere;

e) regimul de alimentare cu căldură, modul de reglare a căldurii livrate, durata de alimentare cu căldură, întreruperi acceptate în alimentarea cu căldură, etc.

Mărimea şi variaţia consumului de căldură pentru încălzire

Indiferent de natura incintei, mărimea consumului de căldură rezultată din bilanţul termic al acesteia, care ia în consideraţie toate pierderile şi aporturile de căldură:


rditrpvpt qqqqqq ++=++ (5.2)

Deci, rezultă consumul de căldură pentru încălzire:

( )rdtrpvpti qqqqqq +−++= (5.3)

în care: qpt sunt pierderile de căldură prin suprafeţele care mărginesc incinta; qpv – pierderile de căldură prin infiltrarea aerului rece din exterior, datorită neetanşeităţilor uşilor şi ferestrelor exterioare, qpvr, şi prin ventilare naturală, qpvn; qtr – căldura necesară a fi introdusă în incintă, în perioadele tranzitorii de la începutul încălzirii, pentru ridicarea temperaturilor pereţilor, obiectelor şi aerului din incintă până la valorile corespunzătoare regimului staţionar;

qi – căldura introdusă de instalaţia statică de încălzire; qd – căldura degajată în urma activităţilor care au loc în incintă; qr – căldura primită din exterior prin radiaţie solară.

Determinarea consumului de căldură pentru încălzirea incintelor se poate face printr-un calcul exact - conform normativelor standardizate sau printr-un calcul aproximativ. În cele ce urmează se vor prezenta relaţiile de calcul aproximativ.

Pentru calcule aproximative, care urmăresc stabilirea într-o primă fază a capacităţii de transport a unei reţele termice sau a sursei de alimentare cu căldură, se pot folosi următoarele relaţii simplificate:

( ) attVxq eieipt ⋅−⋅= [kW] (5.4)

ptvpvn qfq ⋅= [kW] (5.5)

unde: xi este caracteristica termică de încălzire a clădirii, în kW/(m2⋅grad); Ve – volumul exterior al clădirii, în m3; a – coeficient care ţine seama de variaţia lui xi, în funcţie de valoarea de calcul a temperaturii exterioare ; fv – factor dependent de valoarea temperaturii exterioare. Ponderea diverselor pierderi care intervin în relaţia (5.3.) depinde de destinaţia incintei, de suprafaţa totală de schimb de căldură a acesteia cu exteriorul şi de raportul de vitrare rv (raportul între suprafaţa acoperită cu sticlă şi suprafaţa totală înconjurătoare a incintei încălzite.

cet

Stabilirea valorii de calcul a consumului de căldură se face pentru valorile de calcul ale: temperaturii interioare , temperaturii exterioare şi vitezei vântului vc .

ciq

cit

cet

Odată cunoscută valoarea de calcul , conform metodologiei de mai sus, pentru calculul celorlalte valori caracteristice ale consumului de căldură se vor utiliza următoarele relaţii:

ciq

Consumul minim de căldură, , corespunde temperaturii exterioare ,ca valoare medie zilnică pentru trei zile consecutive, la care începe, respectiv se termină perioada de încălzire (conform standardului în vigoare, ).

miq x

et

C°+= 10t xe


Ţinând seama de relaţiile de calcul prezentate mai sus, rezultă că pentru o anumită viteză a vântului v şi o anumită incintă, necesarul de căldură pentru încălzire are forma generală:

qi = a + b (ti – te) [kW] (5.6)

în care a şi b sunt constante dimensionale pentru incinta dată, dependente de caracteristicile termice şi constructive ale acesteia (cunoscute de la calculul lui

). ciq

Scriind relaţia (5.6.) pentru condiţiile de calcul şi cele corespunzătoare valorii minime, rezultă:

( )( )c

eci

xe

cic

imi ttba

ttbaqq−⋅+−⋅+

⋅= [kW] (5.7)

Consumul mediu anual de căldură, , se poate calcula cu relaţia: mdiq

[kW] (5.8) ciitcv

mdi qffffq ⋅⋅⋅⋅=

în care: fv este coeficientul de corecţie care ţine seama că viteza reală a vântului v este mult diferită de valoarea de calcul vc luată în considerare la determinarea (în funcţie de zona eoliană, fv = 0,705....0,877 pentru vc = 10....4 m/s); fc – coeficientul de corecţie care ţine seama că necesarul real de căldură este mai mic decât cel teoretic, în stabilirea acestuia neţinându-se seama de aporturile de căldură de la oameni, iluminat, procese tehnologice etc. (pentru ateliere cu procese tehnologice fără degajări de căldură fc = 0,70, iar la cele cu degajări de căldură fc = 0,65); ft – coeficientul de corecţie datorat oscilaţiilor admise ale temperaturii aerului interior, care apar datorită regimului de livrare a căldurii şi a regimului nestaţionar de transfer de căldură (pentru majoritatea construcţiilor ft = 0,95; fi – coeficientul de corecţie care ţine seama că la calculul valorii medii nu s-a luat în considerare adaosul de întrerupere a funcţionării instalaţiei (pentru regimul de funcţionare: cu întreruperi de 14 h/zi, fi = 0,91; cu întreruperi de 10 h/zi, fi = 0,94, iar la funcţionare continuă, fi = 1,00 .

ciq

mdiq

Consumul anual de căldură pentru încălzire, Qi, este dat de:

mdic

eci

mde

ci

zii qtt

ttzQ ⋅−−

⋅⋅τ= (5.9)

sau, folosind numărul de grade zile ale perioadei de încălzire,

( )mde

ci ttzN −⋅= [grade zile/an] (5.10)

relaţia (5.9.) devine:

ce

ci

mdi

zii ttqNQ−

⋅⋅τ= [kWh/an] (5.11)


în care: τzi este durata zilnică de funcţionare a instalaţiei de încălzire, în h/zi; z – durata perioadei de încălzire, în zile; - temperatura exterioară medie pe perioada de încălzire, în °C.Valorile lui N şi sunt specificate în STAS.

ălzire, în h/zi; z – durata perioadei de încălzire, în zile; - temperatura exterioară medie pe perioada de încălzire, în °C.Valorile lui N şi sunt specificate în STAS.

mdet

mdet

mdet

mdet

Variaţia consumului de căldură pentru încălzire - depinde, în primul rând, de temperatura exterioară şi de caracteristicile termofizice ale elementelor de construcţie care delimitează incinta, după cum s-a arătat în relaţia (5.11.). Ca urmare, pentru o incintă dată, qi variază invers proporţional faţă de temperatura exterioară te.

Variaţia consumului de căldură pentru încălzire - depinde, în primul rând, de temperatura exterioară şi de caracteristicile termofizice ale elementelor de construcţie care delimitează incinta, după cum s-a arătat în relaţia (5.11.). Ca urmare, pentru o incintă dată, qi variază invers proporţional faţă de temperatura exterioară te.

Variaţia zilnică a lui qi este funcţie de variaţia corespunzătoare a lui te care, după analizele statistice, are o alură aproximativ sinusoidală decalată faţă de origine (v.fig.5.8.).

Variaţia zilnică a lui qi este funcţie de variaţia corespunzătoare a lui te care, după analizele statistice, are o alură aproximativ sinusoidală decalată faţă de origine (v.fig.5.8.).

Fig. 5.8. Variaţia zilnică a temperaturii exterioare (curba 1) şi a necesarului de căldură pentru

încălzire qi (curba 2) Fig. 5.8. Variaţia zilnică a temperaturii exterioare (curba 1) şi a necesarului de căldură pentru

încălzire qi (curba 2)

- variaţia fără defazaj; cuba 3 – variaţia cu defazaj), τ - defazaj în timp. - variaţia fără defazaj; cuba 3 – variaţia cu defazaj), τ - defazaj în timp.

qi [%]

τ

τ0

80

60

40

20

4 8 12 16 20 24

4 8 12 16 20 24 – 4

+ 4

+ 8

0

te [°C]

τ [h/zi]

1

3

2


Ţinând seama de relaţia (5.6.), variaţia lui qi ar fi dată de curba 2 din figura 5.8. Aceasta corespunde unor incinte fără inerţie termică, de exemplu, 100% vitrate. În realitate, elementele de construcţie introduc o întârziere (defazaj) a variaţiei lui qi faţă de aceea a lui te. Acest defazaj (în ore) depinde de natura şi grosimea elementelor de construcţie, putând ajunge la valori de ordinul orelor pentru incintele cu grade mici de vitrare.

Curba clasată anuală consumului de căldură pentru încălzire are alura din figura 5.9. Aceasta se caracterizează printr-un grad de neuniformitate ridicat (δ i ≈ 1,8...2,1) pentru durate ale perioadei de încălzire corespunzătoare condiţiilor ţării noastre de: τi ≈ 3000...5400 h/an.

Cantitatea anuală de căldură pentru încălzire este:

[kJ/an] (5.12) τ⋅= ∫τ

dqQi

iai

0

iar duratele anuale de utilizare ale valorii de calcul sunt:

2280...1800=δτ

==τi

ici

aic

ui qQ [h/an] (5.13)

Fig. 5.9. Curba clasată anuală a necesarului de căldură pentru încălzire

Metodele de reducere a consumului de căldură pentru încălzire se aplică în două

etape :

• în faza de concepţie şi proiectare a ansamblului clădirii;

• în cursul existenţei acestora.

Asupra unora dintre elementele care influenţează mărimea consumului de căldură pentru încălzire nu se poate interveni :

a) natura şi destinaţia incintei încălzite,

b) poziţia geografică şi condiţiile climaterice.

τi

qi [kW] ciq

τ [h/an]


De aceea, principalele metode de reducere a consumului de căldură, vor fi orientate către aspecte accesibile :

• caracteristicile constructive, fizice şi termice ale incintei alimentate cu căldură;

• caracteristicile tehnico-constructive ale aparatelor de schimb de căldură pentru încălzire;

• regimul de alimentare şi modul de reglare a căldurii livrate.

O primă categorie de metode vizează tipul constructiv al aparatelor consumatoare, precum şi sistemele de măsură, reglare şi control amplasate la nivelul acestora. În general aceste măsuri sunt avute în vedere în faza de concepţie şi proiectare, orientarea actuală fiind către echipamente performante, bazate pe tehnologii de ultimă oră în domeniul respectiv.

Controlul sistemelor de încălzire conduce la economii importante de energie pentru toate tipurile de clădiri.

Utilizarea contoarelor de energie termică care înregistrează cantitatea de agent termic şi temperaturile pe tur şi retur permite calcularea automată a energiei termice consumate în perioada de încălzire.

O importanţă deosebită o are dimensionarea, întreţinerea şi exploatarea corectă a sistemelor de distribuţtie a căldurii de la sursă la aparatele consumatoare (diametre optime de conducte şi grosimi ale izolaţiei, grad de etanşeitate, regim piezometric, etc).

Recuperarea resurselor energetice secundare şi utilizarea resurselor regenerabile, în special a energiei solare, sunt măsuri care conduc la economii semnificative la factura energetică.

O serie de metode de reducere a consumului de căldură pentru încălzire vizează incinta, respectiv clădirea încălzită :

• îmbunătăţirea constructivă a incintelor printr-o compartimentare corespunzătoare, ceea ce conduce la diminuarea pierderilor de căldură prin infiltraţii şi ventilare naturală;

• reducerea suprafeţelor vitrate, avându-se în vedere reducerea iluminatului natural şi creşterea consumului de energie electrică pentru iluminatul artificial;

• îmbunătăţirea caracteristicilor fizice şi termice ale materialelor de construcţie utilizate pentru realizarea incintei;

• intervenţii în anvelopa clădirii care cuprinde acoperişul, zidurile, podeaua, uşile şi ferestrele clădirii.

Pierderile de energie în clădiri prin elementele de construcţie sunt semnificative. Actualele metode de reducere a pierderilor presupun izolarea şi etanşarea anvelopei, dublarea geamurilor, etc.


Materialele izolante utilizate au ca principală caracteristică capacitatea de a menţine aer, deoarece aerul este un izolant natural foarte bun. Alte caracteristici deosebit de importante ale materialelor izolante sunt flexibilitate la temperatura de lucru, antiinflamabilitate, rezistenţa la apă şi vaporii de apă, rezistenţa chimică, uşurinţa în depozitare şi manevrare, etc. Dintre materialele izolante cele mai utilizate sunt vata minerală, fibra de sticlă, spuma poliuretanică şi polistirenul expandat. Conductibibilitatea lor termică este cuprinsă între 0.03-0.05 W/mK.

Izolarea acoperişului este cea mai eficientă măsură din punct de vedere al economiei de energie, având în vedere ponderea mare a pierderilor de căldură prin acoperiş. Izolarea acoperişului se poate face în mod normal (inserarea unui strat izolant între plafon şi hidroizolaţia acoperitoare) sau invers (peste hidroizolaţie se depune stratul termoizolant). Acest ultim procedeu compensează deficienţele izolaţiei normale.

Izolarea zidurilor conduce la creşterea confortului termic şi diminuarea considerabilă a pierderilor energetice. Izolaţia externă are avantajul că nu perturbă funcţionarea clădirii şi are ca efect păstrarea întregii structuri calde şi uscate. Ea realizează cu ajutorul materialelor izolante fixate mecanic sau cu adezivi şi consolidate cu plasă sau printr-o combinaţie de izolaţie şi tencuială de ciment.

Izolarea aplicată pe partea interioară a pereţilor prezintă avantajul că nu necesită modificarea faţadei clădirii, se poate aplica numai pe anumite porţiuni ale clădirilor şi este mai uşor de aplicat. Metoda prezintă şi dezanvantaje, deoarece conduce la întreruperea activităţii interioare în timpul lucrărilor şi creează dificultăţi în amplasarea sistemelor de conducte, în alimentarea cu energie electrică şi în amplasarea instalaţiilor consumatoare. Izolarea interioară reduce spaţiul util al incintelor şi nu poate evita apariţia punţilor termice.

Izolarea rosturilor se face cu o spumă pe bază de vată minerală şi polistiren expandat care se introduce între zidul interior şi cel exterior. Acest tip de izolaţie are un cost relativ scăzut şi durata de recuperarea mică.

Izolarea fundaţiei şi izolarea pardoselii evită şi ea apariţia punţilor termice.

Defectele de structură ale clădirii şi deschiderea necontrolată a uşilor şi ferestrelor conduc la pierderi importante de căldură. Pentru etanşeizarea elementelor mobile (uşi, ferestre) se utilizează materiale tip spumă şi materiale textile. De asemenea se urmăreşte reducerea pe cât posibil a numărului de deschideri a uşilor şi ferestrelor.

Ferestrele constituie zone cu pierderi importante de căldură în cadrul clădirilor. De asemenea, apar frecvent punţi termice între ramă şi perete. Dublarea geamurilor poate reduce pierderile cu mai mult de 50%.

În concluzie, intervenţia în anvelopa clădirii se face pa baza calculelor tehnico economice, punându-se în balanţă investiţiile necesare şi beneficiile obţinute sub toate aspectele.


Consumul de căldură pentru ventilare

Consumul de căldură pentru ventilare asigură încălzirea aerului proaspăt introdus într-o incintă, în vederea înlocuirii unei cote echivalente de aer viciat evacuat în exterior.

În funcţie de cantitatea de noxe prezentă în incintă, regimurile posibile de funcţionare a instalaţiilor de ventilare sunt:

• în circuit deschis (fară recircularea aerului din interior);

• în circuit mixt (cu recirculare parţială a aerului din interior);

• în circuit închis (cu recircularea aerului din interiorul incintei).

Principalele elemente de care depinde mărimea consumului de căldură pentru ventilare sunt:

• elemente geografice şi climaterice : zona geografică în care este amplasată incinta (clădirea), temperatura exterioară de calcul, direcţia, frecvenţa şi viteza medie a vântului;

• elemente dependente de natura activităţii, destinaţia incintei şi cantitatea şi gradul de nocivitate al noxelor emise. Acestea influenţează numărul de schimburi de aer cu exteriorul (frecvenţa), regimurile de funcţionare ale instalaţiei de ventilare şi anume durata zilnică de funcţionare respectiv întreruperile în funcţionare în cursul unei zile precum şi săptămânale (weekend, sărbători legale).

• caracteristicile constructive ale incintei: volumul interior, temperatura şi căldura specifică a aerului din interiorul incintei;

• caracteristicile tehnico-constructive ale aparatelor de ventilare şi modul de exploatare, gradul de întreţinere şi sistemele de reglare utilizate;

Mărimea şi variaţia consumului de căldură pentru ventilare

Se calculează cu relaţia:

( )eiaisv ttcVnq −⋅⋅= [kW] (5.14)

în care: ns este numărul (frecvenţa) de schimburi, caracteristic destinaţiei încăperii, în schimburi/s; Vi – volumul interior al încăperii ventilate, în m 3 ; ca – căldura

specifică a aerului, în kJ/m 3 ⋅K; ti, te – temperatura interioară şi exterioară a aerului, în °C.

N

N

Valoarea de calcul a consumului de căldură, , se determină pe baza valorilor de calcul ale lui ns, ti şi te în funcţie de natura activităţilor din incintă. Valorile lui

sunt aceleaşi cu cele aferente încălzirii. Valoarea de calcul se stabileşte în funcţie de mărimea degajărilor nocive (noxele) din incinta ventilată. pentru incintele cu degajări nocive, procesul de ventilare are un caracter continuu,

cvq

cit

cet


numărul de schimburi de aer rămânând constant la valoarea de calcul csn . În acest

caz, valoarea de calcul a lui te este aceea considerată ca şi la încălzire cet . La

incintele fără degajări nocive, unde în cursul zilei procesul de ventilare are un caracter intermiten tet, mperatura exterioară de calcul pentru ventilare

icate decât

la incintele cu de ri nocive:

vet are valori

cet .

gajă

mai rid

Deci:

-

( )ce

ciai ttcV −⋅⋅c

scv nq = (5.15)

la incintele fără ări nocive: - degaj

( )ve

ciai

cs

cv ttcVnq −⋅⋅=

••

[kW] (5.16)

pe dele scurte de timp în care temperatura exterioa are valori cuprinse între vet şi c

et pentru a menţine constantă temperatura cit se reduce frecvenţa

schimbătoarelor de aer csn . Valoarea minimă a

În rioa ră

acestei frecve p xterioar t , fiind dată de:

nţe apare latem eratura e ă de calcul c

e

ce

ci tt −

ve

cic

ssttnn −

⋅=•min [schimburi/s] (5.17)

Consumul mediu de căldură pentru ventilare, , se poate calcula cu rela ia:

mdvq ţ

cvc

eci

v tt −1

în care f1 este un coeficient de corecţie care ţine seama de faptul că temperatura exterioară medie md

et' pe pe ada de funcţio ntilare poate fi

diferită de va rea medie mdet definită prin

mde

cimd qttfq ⋅−

⋅= [kW] (5.18)

rio nare a instalaţiei de veloa ( ) ( )md

eci

mde

ci ttttf −−= /'

1 . Valorile sale şi numărul de schimburi de lucru ale întreprinderii (pentru

10....5– +=mdet °C şi pentru lucrul în 3

depind de u

onsumul anual ăldură pentru ventil dat de:

tilare nu funcţionează în zilele de sărbă t se

mdet

schimburi f1 = 0,975...0,625, iar pentrlucru într-un schimb f1 = 0,950...0,550).

C are, Qv este de c

mdvvzivv qfzQ ⋅⋅⋅τ= 2, [kWh/an] (5.19)

unde: τv,zi este durata zilnică de funcţionare a instalaţiei de ventilare, în h/zi; zv – durata anuală a perioadei de ventilare, în zile/an; f2 – coeficient care ţine seama că, în general, instalaţia de ven toare (curenpoate considera f2 = 0,85).


Variaţia consumului de căldură pentru ventilare - este determinată de variaţia temperaturii exterioare te, variind liniar cu aceasta. În cazul incintelor fnocive, la valori t mai coborâte decât vt , consumul de căldură rămâne

ără degajări e constant la

il

ă, fie valorile efective înregistrate ale lui qv (trasarea curbei

a şi în cazul

onsumatoare;

erea consumului de căldură pentru ventilare se poate

ibil a ventilării în circuit închis (şi/sau mixt), în

în cazul în care nu se dispune de

or, zilelor de weekend şi a

e

valoarea de calcul cvq prin reducerea numărului de schimburi de aer ns.

Valorile zilnice ale consumului de căldură pentru ventilare urmăresc strict variaţi e temperaturii exterioare, cu excepţia perioadelor de întrerupere a ventilării şi a perioadelor în care temperatura exterioară momentană are valori mai mici decât ct - e

ărăpentru incintele cu degajări nocive, sau mai mici decât et - pentru cele fdegajări nocive.

v

Aceste variaţii simultane se explică prin lipsa inerţiei termice a aerului încălzit.

Curba clasată anuală a consumului de căldură pentru ventilare are alura asemănătoare celei pentru încălzire în cazul incintelor cu degajări nocive, unde procesul de ventilare este continuu şi dependent numai de temperatura exterioară. Pentru incintele fără degajări nocive, curba clasată anuală a lui qv nu depinde numai de temperatura exterioară, ci şi de regimul intermitent de alimentare cu căldură impus de consumatorii respectivi. Pentru aceste cazuri, curba clasată anuală se stabileşte având la bazclasate prin postcalcul), fie pe baza unei curbe clasate cunoscută pentru consumatori similari.

Metodele de reducere a consumului de căldură pentru ventilare, cconsumului de căldură pentru încălzire, se analizează în două situaţii :

• în faza de concepţie şi proiectare a instalaţiilor c

• în cursul exploatării instalaţiilor deja existente.

În ambele ipoteze metodele sunt orientate către anumite categorii de elemente, menţionate anterior. Reducrealiza în principiu prin aceleaşi metode ca şi în cazul încălzirii, la care se adaugă măsuri specifice cum sunt:

• utilizarea pe cât este poslimitele admise de noxele degajate în interior, reducând astfel consumul de energie electrică aferent;

• reducerea numărului de schimburi de aer cu exeriorul (în cazul ventilării în circuit deschis), în concordanţă cu necesităţile locale ale incintei;

• scurtarea intervalelor de ventilaţie (sisteme de automatizare, care să permită pornirea şi oprirea automată, la atingerea anumitor parametri limită);

• oprirea instalaţiilor de ventilare pe timpul pauzelsărbătorilor;

• dotarea instalaţiilor cu sisteme de automatizare;


• dotarea cu sisteme de reglare automată a temperaturii şi umidităţii aerului;

• îmbunătăţirea performanţelor tehnice ale aparatelor şi instalaţiilor utilizate;

• îmbunătăţirea performanţelor în funcţionarea (schimbului de căldură) a

cotei de aspăt introdus în bateriile

primul rând de natura

Caracteristicile alde pot

ărimea consumului de căldură pentru alim ă caldă, se determaza consumului de apă caldă Ga şi a dif între temperatura apei calde

bateriilor de încălzire a aerului, utilizate în centralele de ventilare (ventilare centralizată), precum şi a aerotermelor, în cazul ventilării locale a incintelor (ventilare descentralizată);

• recuperarea aerului evacuat din incinta ventilată pentru reducereaconsum de căldură necesar încălzirii aerului prode încălzire;

• întreţinerea şi exploatarea corectă a instalaţiilor.

Consumul de căldură pentru prepararea apei calde

Mărimea acestui tip de consum de căldură depinde în consumatorului, de gradul de dotare cu instalaţii sanitare şi de tipul acestora. Tipul consumului impune durata zilnică de alimentare cu apă caldă precum şi modul de variaţie a cererii în cursul unei zile şi în cursul săptămânii.

Temperatura apei reci din reţeaua de apă potabilă, utilizată pentru prepararea apei calde de consum, precum şi temperatura apei calde preparate, influenţează în mod direct mărimea consumului şi modul de variaţie al acestuia. tehnico-constructive ale instalaţiilor utilizate pentru prepararea apei c(concepţia punctului termic), modul de exploatare, întreţinere şi reglare influenţa la rândul lor mărimea şi modul de variaţie al consumului.

Mărimea şi variaţia consumului de căldură pentru prepararea apei calde

M entarea cu ap ină pe b erenţei furnizată consumatorului tac şi aceea a apei reci tar care urmează a fi încălzită:

( )aracaaa ttcGq −⋅= [kW] (5.20)

pentru: G , în kg/s; ca a – căldura specifică a apei, în kJ/(kg°C); tac şi tar, în °C.

aloarea de calcul a debitului de căldură necesar alimentării cu apă ca:

V ldă se determină cu relaţia

( )car

caca

ca

ca ttcGq −⋅= [kW] (5.21)

procesele tehnologice, apărând după terminarea lucrului. Pentru întreprinderile cu

Debitul de calcul caG se stabileşte în funcţie de natura consumatorului, gradul de

dotare cu instalaţii sanitare şi tipul acestora, conform normelor standardizate.

În cazul întreprinderilor industriale, stabilirea valorii de calcul a consumului de apă caldă pentru nevoile menajere şi industriale necesită întocmirea cronogramei de consum. Aceasta cuprinde desfăşurarea în timp a consumurilor de apă caldă, pe baza ei stabilindu-se consumul maxim şi durata sa. La întreprinderile cu un singur schimb, consumul de apă caldă pentru duşuri nu se suprapune peste cel pentru


două sau trei schimburi, la care nu există pauze între schimburi, consumul maxim de apă caldă va rezulta din însumarea consumului pentru nevo

ii acestei va

entru rednele de coroziune a instala

eoarece alura sa influenţează dime

te pe baza debitelor de căldură medii zilnice. Alura s

ile tehnologice şi al

ucerea depunerilor de ţiilor. Pentru apa

nsionarea instalaţiei de

a este mult mai platisată decât în cazul încălzirii sau ventilării (fig.5.10.), având valori δa ≈ ,3...1,5.

urata anuală a necesarului de căldură, sub fo pă caldă, depinde de onsumului şi durata sa zilnică, fiind dată de:

celui pentru duşuri. În vederea reducer lori trebuie făcută o decalareîntre cele două consumuri de apă caldă.

Temperatura de calcul a apei calde este cact = 50°C şi nu trebuie să depăşească 60-

65°C pentru a nu se produce pericolul de opărire, ppiatră şi pentru a nu se accentua fenomerece, în mod convenţional, se poate lua c

act = 10°C.

Variaţia consumului de căldură pentru prepararea apei calde - prezintă o mare diversitate de forme. Dpreparare a apei calde, se alege o variaţie convenţională, considerată pentru ziua cu cel mai mare consum.

Curba clasată anuală a consumului de căldură pentru prepararea apei calde se stabileşa1

Fig.5.11. Cura clasată a debitelor de căldură medii zilnice pentru alimentarea cu apă caldă

D rmă de a natura c

( )int8760 τ+τ−=τ reva [h/an] (5.22)

unde: τrev este durata perioadei de revizie şi reparaţii a instalaţiilor (20-30 zile/an), în h/an; τînt – durata perioadelor de întrerupere zilnică a alimentării.

Metodele de reducere a consumului de căldură pentru prepararea apei calde vizează principalele elemente menţionate anterior:

• optimizarea programului (orarului) de funcţionare a inscaldă;

talaţiilor de apă

0τ

[%]mdaq

100

4000 8000 [h/an]


• utilizarea de aparate economice (ex. dispersoare de duş);

a consumatori;

feţelor de schimb de căldură, pentru menţinerea

instalaţii şi pentru a nu accentua fenomenele de coroziune a

ţie şi a rezervoarelor de stocare,

repararea apei calde, care impun măsuri suplimentare pentru

a optimă a instalaţiilor de producere, transport şi

a

cundare şi utilizarea resurselor nerabile (energie solară, biomasă).

abur saturat la

mediu între 120-160°C, pentru care se poate utiliza aburul, apa sau aerul fierbinte;

• contorizarea consumului de apă caldă l

• utilizarea acumulatoarelor de căldură;

• reducerea temperaturii de stocare a apei la 50oC;

• întreţinerea şi exploatarea corectă a instalaţiilor de preparare a apei calde;

• curăţarea periodică a supraîn timp a performanţelor;

• limitarea temperaturii de calcul a apei calde la 50oC, pentru reducerea depunerilor îninstalaţiilor;

• sisteme de recirculare a apei calde;

• izolarea optimă a conductelor de distribuprecum şi întreţinerea în timp a acesteia;

• utilizarea sistemelor de măsurare şi reglare automată.

În cazul întreprinderilor industriale, apar caracteristici suplimentare ale consumului de căldură pentru preducerea acestuia:

• decalarea în timp a consumului de apă caldă sanitară faţă de consumul tehnologic de apă caldă sau fierbinte, aspect care trebuie să fie avut în vedere la dimensionaredstribuţie a apei calde;

• desfăşurarea în timp a consumurilor în cursul zilei de lucru, pe bazacesteia obţinându-se reducerea valorii maxime şi a duratei consumului.

• recuperarea resurselor energetice serege

5.3.3. Consumul de căldură tehnologic

Are drept scop asigurarea desfăşurării proceselor tehnologice care pot fi

- procese de acţionare a maşinilor unelte (ciocane, prese, forje, turbopompe, compresoare, suflante etc.) unde este necesar un potenţial termic mediu al procesului între 200-300°C, asigurat, de regulă, sub formă de presiunea de 8-10 bar sau supraîncălzit de la 250°C până la 350°C;

- procese de încălzire sau răcire a diferitelor substanţe: distilare, uscare, vaporizare, fierbere etc. În cadrul acestor procese au loc variaţii ale temperaturii agentului termic, iar uneori şi a stării de agregare. Acestea necesită căldură cu potenţial termic


- procesele de înaltă temperatură care se desfăşoară între 500-1200°C, necesitând, în general, căldura dezvoltată prin arderea combustibililor sau obţinută prin utilizarea energiei electrice (procesele electrotermice).

Excluzând procesele de înaltă temperatură pentru desfăşurarea tuturor celorlalte procese, necesarul de căldură tehnologic se caracterizează prin:

- o mare diversitate a nivelelor termice pentru desfăşurarea proceselor, ceea ce conduce la o mare diversitate a agenţilor termici utilizaţi (abur, apă fierbinte sau căldură, aer cald, agenţi de răcire etc.) şi parametrii ai acestora – cea mai mare parte a consumului fiind sub formă de abur şi apă caldă;

- mărimea necesarului de căldură nu depinde de condiţiile climaterice exterioare, ci numai de natura şi modul de desfăşurare în timp a procesului tehnologic.

Durata de utilizare a cererii maxime este în general mare şi depinde de caracteristicile ramurii industriale căreia îi aparţine procesul tehnologic, precum şi de numărul de schimburi şi modul de organizare a activităţii în cadrul întreprinderii industriale.

De asemenea, agregatele industriale consumatoare de căldură sunt foarte diferite, în funcţie de construcţia, destinaţia tehnologică şi regimurile de utilizare. În funcţie de considerentele amintite, clasificarea aparatelor industriale consumatoare de căldură se poate face :

• în funcţie de natura procesului tehnologic la care participă: aparate în care are loc variaţia regimului termic şi aparate în care are loc modificarea stării de agregare;

• în funcţie de modul în care are loc transmisia căldurii: aparate consumatoare în care transmisia căldurii se face prin suprafeţe de schimb de căldură şi cu amestec;

• în funcţie de regimul de funcţionare: aparate cu acţiune continuă şi aparate cu acţiune intermitentă.

Mărimea şi variaţia consumului de căldură tehnologic

Se stabileşte pentru fiecare proces (aparat consumator) în funcţie de regimul caracteristic de consum.

Consumul maxim de căldură corespunde, în general, puterii nominale a aparatului consumator .

Mtq

nMt qq 1=

Pentru un grup de consumatori cu regimuri diferite consumul maxim însumat este:

[kW] (5.23), ∑∑==

∑ ⋅β=β⋅=n

i

Mtii

n

i

Mti

Mt qqq

11

unde: βi şi β reprezintă coeficienţii de simultaneitate ai consumurilor maxime

pentru cei (i=1,...,n) consumatori, respectiv coeficientul global de simultaneitate.


Valorile lui βi reprezintă raportul între mărimea participaţiei fiecărui consumator

la valoarea maximă totală şi valoarea maximă a fiecărui consumator în parte

:

Miq ∑

Miq

Mi

Mi

i qq ∑=β (5.24)

Pentru un grup de consumatori relaţia (5.23.) devine:

∑=∑Mi

Mi qq [kW] (5.25)

în care reprezintă valorile consumurilor componente care însumate, la momentul respectiv, dau valoarea totală maximă.

Miq ∑

În cazul a n consumatori identici şi simultani, = const. şi βi = 1, rezultă: Mtiq

[kW] (5.26) Mti

Mi qnq ⋅=∑

Consumul mediu de căldură, , al unui grup de consumatori este egal cu suma

valorilor medii ale consumurilor de căldură pentru aceşti consumatori:

mdiq ∑

mdtiq

[kW] (5.27) ∑=

∑ =n

i

mdti

mdi qq

1

cu condiţia ca aceste valori medii să fie calculate avându-se în vedere aceeaşi perioadă de timp.

Consumul anual de căldură, , pentru un consumator se poate determina prin postcalcul sau antecalcul. Prin postcalcul, reprezintă suma valorilor momentane qt ale consumului de căldură respectiv:

antQ

antQ

[kJ/an] (5.28) ∫τ

τ⋅=t

dqQ tant

0

unde τt este durata anuală a consumului, în s/an.

Determinarea prin antecalcul a lui se poate face cu relaţia: antQ

[kJ/an] (5.29) Mut

Mtt

mdt

ant qqQ τ⋅=τ⋅=

în care: τt este durata anuală reală de funcţionare a consumatorului, în s/an; - durata anuală de utilizare a necesarului maxim de căldură, în s/an.

Mutτ

Valorile τt şi se aleg pe baze statistice pentru consumatori asemănători ca tip şi regimuri de funcţionare.

Mutτ


Variaţia consumului de căldură tehnologic - este caracteristică fiecărui proces de consum, în funcţie de natura şi desfăşurarea în timp a sa. De aceea, curbele de variaţie sunt foarte diferite. Alura acestora este caracterizată de gradul de neuniformitate δt sau aplatisare μt, calculate pentru perioada de timp de referinţă (orară, zilnică, lunară, schimb, şarje etc.):

Mut

tmdt

Mt

t qq

ττ

==δ şi t

t δ=μ

1 (5.30)

unde se referă la aceeaşi perioadă de timp pentru care se calculează δt sau μt.

Mutt

mdt

Mt qq ττ ,,,

Pentru marea majoritate a consumatorilor tehnologici cu consumuri continue, valorile zilnice =1,11...1,25. În cazul consumurilor cu procese ciclice de consum sau cu funcţionarea într-un schimb, ≈1,3...1,6.

zitδ

zitδ

Metodele de reducere a consumului de căldură tehnologic vizează două direcţii principale:

• utilizarea finală a căldurii la consumatori;

• celelalte componente ale sistemului energetic industrial, inclusiv interconexiunile dintre ele.

În cele ce urmează vor fi abordate metodele aferente primei categorii. În funcţie de problemele pe care le vizează, metodele de reducere a consumlui de căldură industrial, pot fi grupate în pachete de măsuri. Principalele aspecte abordabile cu efecte importante la nivelul optimizării consumurilor industriale sunt: adoptarea unor tehnologii performante în realizarea aparatelor consumatoare de căldură, dimensionarea tehnico-economică a acestora, în corelaţie cu ansamblul sistemului industrial, conduce la economii energetice importante.

Efectele sunt considerabile, dacă încă din faza de proiectare se alege corect tipul de agent termic şi parametrii acestuia. Aceste elemente au o importanţă deosebită la reducerea pierderilor de căldură în cadrul verigii de utilizare finală a energiei. Alegerea corectă (pe baza unui calcul tehnico-economic) a naturii şi parametrilor optimi ai agentului termic la consumator, se face în corelaţie cu natura şi parametrii agentului termic de transport. Creşterea randamentelor de utilizare a energiei în cadrul agregatelor consumatoare precum şi modul de încărcare a acestora se face în concordanţă cu tehnologiile adoptate.

Între măsurile care vizează mărimea componentelor consumului tehnologic de căldură este şi stabilirea valorilor reale ale cererii nete de energie utilă ale proceselor tehnologice. O importanţă deosebită în reducerea consumului de căldură tehnologic a unei întreprinderi industriale o are decalarea valorilor maxime ale consumurilor componente. Aceasta depinde de natura şi modul de desfăşuarre a proceselor tehnologice consumatoare de căldură, precum şi de posibilităţile tehnice de decalare în cursul zilei ale vârfurilor respective de consum.


Alte metode de optimizare a consumului de căldură tehnologic, deşi nu vizează în mod direct instalaţiile tehnologice consumatoare, au o importanţă deosebită în reducerea consumului. Ele constau în alegerea formei optime de energie, în îmbunătăţirea randamentelor de conversie şi de transport în subsistemele anterioare consumului, în creşterea randamentelor de producere, în diminuarea pierderilor datorate necorelării regimurilor de livrare cu cele ale cererii de căldură.

Adoptarea unor soluţii judicioase de recuperare a resurselor energetice secundare în interiorul conturului de bilanţ conduce la reducerea consumului de resurse primare.

În concluzie, se poate afirma că reducerea consumului de căldură tehnologic presupune adoptarea unor tehnologii performante atât din punct de vedere tehnologic şi energetic, dar şi din punct de vedere al efectului asupra mediului.

Reducerea consumului industrial de energie, în special a celui sub formă de căldură, influenţează în mod direct şi indirect mediul ambiant:

• în mod direct prin emisiile de căldură şi poluanţi în aer, apă şi sol, ca rezultat al desfăşurării proceselor industriale;

• în mod indirect prin contribuţia la epuizarea unor resurse naturale energetice practic neregenerabile.

5.3.4. Consumul total de căldură al unui sistem energetic industrial (SEI)

Pe ansamblul SEI consumul de căldură reprezintă suma consumurilor de căldură ale acestuia.

Mărimea consumurilor de căldură al SEI

Se stabileşte ţinându-se seama de simultaneitatea consumurilor, de căldură componente atât din punct de vedere sezonier, cât şi al momentului considerat.

Cunoaşterea cât mai exactă a valorilor reale ale consumului total de căldură la nivelul SEI, în diversele regimuri caracteristice de consum, are o importanţă deosebită: supraevaluarea sau subevaluarea acestor valori poate conduce la supradimensionarea sau subdimensionarea instalaţiilor de producere a căldurii şi a reţelelor care asigură transportul agenţilor termici respectivi.

În cazul supradimensionării trebuie avut în vedere că aceasta implică investiţii suplimentare inutile, dar şi regimuri neeconomice de funcţionare a instalaţiilor respective (funcţionează în regim de durată la sarcini parţiale reduse).

De asemenea, valorile caracteristice ale consumului de căldură pe ansamblul SEI trebuie stabilite pe tipuri de agenţi termici şi parametrii ai acestora. Aceasta va influenţa capacitatea sursei de căldură pe tipuri de instalaţii şi modul de realizare şi dimensionare a reţelei termice de transport şi distribuţie.

Determinarea sarcinii termice industriale totale se face utilizând relaţiile:

• valoarea de calcul:

qindc = qi

c + qvc + qa

mdc + Σβi qt,ic + Δqrt

c; (5.31)


• valoarea anuală a consumului:

Qinda = Qi

a + Qva + Qa

a + Σ Qt,ia + ΔQrt

a; (5.32)

unde : qic , Qi

a sunt valorile de calcul, respectiv anuale ale necesarului de căldură pentru încălzire; qv

c , Qva - valorile de calcul, respectiv anuale ale necesarului de

căldură pentru ventilare; qac , Qa

a - valorile de calcul, respectiv anuale ale necesarului de apă caldă; qt,i

c , Qt, ia - valorile de calcul, respectiv anuale ale

necesarului tehnologic de căldură de tip “i” ;

βi – coeficientul de simultaneitate a consumului tehnologic de căldură de tip “i”; Δqrt

c, ΔQrta – pierderile de căldură momentane de calcul, respectiv anuale, la

transportul căldurii.

Măsurile de reducere a consumului de căldură al SEI vizează principalele componente ale acestuia şi au fost trecute în revistă când s-au detaliat consumurile de căldură componente.

5.4. RESURSE ENERGETICE SECUNDARE DIN CONTURURILE INDUSTRIALE

5.4.1. Aspecte generale privind recuperarea resurselor energetice secundare

Activităţile umane sunt caracterizate în marea lor majoritate printr-un consum de materii prime (materiale) şi unul de energie (sub diverse forme). Rezultatul principal al oricărei activităţi este un produs sau un serviciu. În timpul activităţii (procesului), pot rezulta unul sau chiar mai multe produse secundare (deşeuri), care depind de modul de lucru (tehnologie), de tipul resurselor consumate (materiale, energie) şi de modul de organizare a lucrului (management).

Produsele secundare, dintre care unele pot fi dorite (acceptate) iar altele nedorite, sunt deseori purtători de energie sub diverse forme :

• căldura sensibilă sau latentă;

• suprapresiune;

• putere calorifică.

Aceste produse secundare pot fi aruncate sau pot fi recuperate, reciclate şi refolosite în cadrul aceluiaşi proces sau într-un altul.

Conceptul RRR (recuperare, reciclare, refolosire) a apărut în momentul în care omenirea a devenit conştientă de caracterul limitat al resurselor materiale şi energetice, moment care a determinat şi o creştere semnificativă a preţurilor acestor resurse.

Recuperarea a devenit din acel moment o necesitate economico-financiară pentru orice activitate umană ale cărei produse intrau pe piaţa mondială. La acest nivel, preţul recuperării s-a dovedit a fi mai mic decât preţul nerecuperării (costurile de producţie fiind mai mici în cazul recuperării decât în cazul nerecuperării). Astfel, dacă unul singur dintre producători adoptă un procedeu care implică recuperarea de


orice fel, preţul produsului său scade şi îi obligă şi pe ceilalţi producători de pe aceeaşi piaţă să adopte un procedeu asemănător.

În momentul de faţă, gestionarea eficientă a energiei în cadrul unei organizaţii (companie, întreprindere, trust, etc) constituie obiectul de activitate al unui colectiv sau măcar al unui responsabil cu utilizarea energiei (“energy manager”), care răspunde în faţa conducerii superioare a organizaţiei.

Odată cu creşterea preţului energiei şi alinierea lui la preţul mondial, aplicarea recuperării energiei sub toate formele devine şi pentru România o prioritate. Din punct de vedere tehnic, recuperarea energiei este legată de un contur de bilanţ dat (agregat, secţie, clădire, întreprindere, platformă industrială, oraş, etc). În raport cu acest contur de bilanţ energetic dat, recuperarea poate fi :

• interioară;

• exterioară.

Fiecare dintre cele două direcţii prezintă avantaje şi dezavantaje.

Atunci când se pune problema recuperării unui flux de energie deşeu (resursa energetică secundară) eliminat dintr-un contur, primul aspect al analizei constă în inventarierea consumatorilor potenţiali pentru fluxul de energie respectiv. Consumatorii potenţiali sunt căutaţi atât în interiorul conturului cât şi în exteriorul său. De cele mai multe ori există mai multe variante posibile, care sunt comparate şi din care se alege în final soluţia cea mai convenabilă. Această alegere trebuie făcută numai pe criterii economice, după ce toate avantajele şi dezavantajele au fost exprimate sub formă bănească.

5.4.2. Definiţie, tipuri de r.e.s., caracteristici

În cadrul proceselor tehnologice industriale se utilizează forme de energie de provenienţă diferită. Astfel, energia poate avea o sursă exterioară procesului (arderea combustibililor), o sursă interioară (efect electrotermic) sau poate rezulta şi din însăşi desfăşurarea procesului respectiv (căldură degajată din reacţiile chimice exoterme).

Procesele tehnologice disponibilizează adesea mari cantităţi de energie, sub diferite forme, rezultate ca produse secundare. Atunci când sunt caracterizate de un potenţial energetic utilizabil, aceste fluxuri de energie, având de cele mai multe ori ca suport fluxuri de masă, reprezintă resurse energetice secundare (r.e.s.). Având în vedere modul de definire a lor, r.e.s. pot fi încadrate în categoria pierderilor energetice ale procesului din care au rezultat.

Analiza recuperării resurselor energetice secundare rezultate în cadrul unui proces tehnologic industrial se face la un moment de timp caracterizat de anumite condiţii tehnice şi economice. În funcţie de aceste condiţii, numai o cotă parte din conţinutul energetic al r.e.s. poate fi refolosită eficient tehnico-economic, această cotă constituind resursele energetice refolosibile (r.e.r.).


Astfel, valoarea r.e.r. fiind dependentă de stadiul dezvoltării tehnologiilor de recuperare şi de nivelul de referinţă al costurilor energiilor şi materialelor utilizate, are un caracter dinamic.

Definirea resurselor energetice secundare şi calculul eficienţei recuperării lor se face stabilind în prealabil un contur de referinţă, care poate fi un proces, un agregat, un subansamblu tehnologic, o linie tehnologică, o întreprindere sau o zonă (platformă) industrială.

Diversitatea mare de procese industriale conduce la apariţia unor categorii diferite de r.e.s., cu caracteristici diferite în funcţie de forma de energie utilizabilă şi natura agentului energetic.

În funcţie de caracteristicile fizico-chimice pe care le prezintă, r.es.-urile rezultate din diferite procese tehnologice, pot aparţine uneia sau simultan mai multor categorii de resurse energetice secundare (r.e.s.). În tabelul 5.1. sunt prezentate principalele categorii de r.e.s., forma de energie utilizabilă şi exemple.

Tabelul 5.1.

Tipuri de r.e.s.

Categoria resurselor energetice secundare

Forma de energie utilizabilă

Exemple de r.e.s.

R.e.s. termice căldură sensibilă şi / sau latentă

- gaze de ardere rezultate din procese pirotehnologice din industria metalurgică, industria chimică, industria materialelor de construcţie,incinerarea deşeurilor industriale şi urbane; - deşeuri tehnologice fierbinţi (zgură, cocs); - abur uzat; - aer umed evacuat din hale industriale şi instalaţii de uscare

R.e.s. combustibile energie chimică - gaze de ardere rezultate din procese chimice, furnale, cocserii, convertizoare, rafinării, înnobilarea cărbunelui; - leşii din industria celulozei si hârtiei; - deşeuri lemnoase; - deşeuri agricole.

R.e.s. de suprapresiune

energie potenţială (suprapresiune)

- gaze de furnal; - gaze rezultate din instalaţii de ardere sub presiune; - soluţii sau fluide cu suprapresiune din agregate tehnologice ca abur, aer comprimat


Exemple de r.e.s. – gazele de ardere (caracteristici)

În categoria resurselor energetice secundare ponderea cea mai importantă o reprezintă gazele de ardere. În cazul principalelor procese tehnologice din industrie (metalurgie, construcţii de maşini, materiale de construcţii, chimie), temperaturile necesare desfăşurării lor variază în limite largi. Ca urmare gazele de ardere rezultate din aceste procese au în mod curent temperaturi cuprinse între 300 - 2800 oC, impunându-se ca importante resurse energetice secundare de natură termică.

Procesele pirotehnologice reprezintă procesele tehnologice care presupun arderea combustibilului sau prelucrarea termică a acestuia. Ele au o pondere mare în cadrul unor ramuri industriale ca:

• industria metalurgică;

• industria constructoare de maşini;

• industria chimică;

• industria petrochimică;

• industria materialelor de construcţie.

Randamentele termice ale acestor procese au valori minime, deci ele prezintă pierderi de căldură mari, constituind o rezervă considerabilă de resurse energetice secundare, în special sub forma gazelor de ardere.

Făcând abstracţie de procesele electro-termice şi de cele chimice bazate pe reacţii puternic exoterme, gazele de ardere cu un conţinut ridicat de căldură sensibilă, sunt furnizate în general de procesele pirotehnologice, rezultând prin arderea combustibilului.

Datorită temperaturii ridicate impuse de desfăşurarea acestor procese, căldura evacuată cu gazele de ardere poate avea o pondere de 35 - 60% din cantitatea de energie consumată.

O categorie aparte de gaze de ardere, din punct de vedere calitativ, o reprezintă cele rezultate din incinerarea deşeurilor industriale şi menajere. Problematica recuperării acestei categorii de gaze de ardere se analizează corelat cu structura procedeelor de incinerare a deşeurilor. Deşi scopul acestor procedee este eliminarea deşeurilor şi nu recuperarea lor, caracteristicile termice ale gazelor de ardere rezultate impun atât deşeurile urbane cât şi pe cele industriale ca surse importante de energie, mai ales pentru aglomerările urbane.

Unităţile de incinerare a deşeurilor menajere cu recuperare de energie sunt specifice marilor aglomerări urbane. Datorită puterii calorifice scăzute (apropiată de aceea a cărbunilor inferiori ca turba şi lignitul) utilizarea deşeurile menajere ca resurse energetice combustibile nu prezintă o eficienţă energetică ridicată. Însă recuperarea căldurii sensibile a gazelor de ardere rezultate la arderea acestora în uzinele de incinerare este eficientă din punct de vedere tehnico-economic şi contribuie la diminuarea costului global al acestui tip de tratament termic.


Limitele domeniului de temperaturi ale gazelor de ardere evacuate în cadrul procedeului de incinerare a deşeurilor menajere sunt determinate de caracteristicile constructive şi funcţionale ale cuptoarelor de incinerare şi ale instalaţiilor anexe. Astfel, pentru ca arderea să se desfăşoare în condiţii bune, este necesară o temperatură de minimum 750 oC iar pentru a evita ancrasarea cuptorului, acestea nu trebuie să depăşească 950 oC .

De asemenea, recuperarea gazelor de ardere evacuate din cuptoarele de incinerare a deşeurilor menajere prezintă anumite particularităţi faţă de cele evacuate din instalaţiile pirotehnologice care funcţionează cu combustibili clasici. Aceste particularităţi sunt determinate de conţinutul ridicat în poluanţi gazoşi şi solizi.

Conţinutul de energie al r.e.s – se determină având în vedere forma de energie şi agentul purtător. Astfel, având în vedere principalele categorii de r.e.s. (termice, combustibile, suprapresiune), în cele ce urmează se exemplifică pentru cazul gazelor de ardere modul de determinare al energiei conţinute.

Căldura sensibilă conţinută de un debit de gaze (r.e.s. termice) care poate fi preluată prin răcirea acestora în instalaţia recuperatoare este:

Q = W (t1 - t2) (5.33)

unde W este capacitatea calorică a debitului de gaze (produsul între debit şi căldura specifică medie) iar t1 este temperatura cu care sunt disponibile gazele ieşite din incinta de lucru.

Valoarea minimă a temperaturii t2 cu care gazele de ardere ies din instalaţia recuperatoare este limitată de temperatura punctului de rouă acidă tr. Astfel, pentru combustibilii care conţin :

- mai puţin de 1% sulf:

t2min = tr + 30 grd (5.34)

- mai mult de 1% sulf:

t2min = tr + 40 grd (5.35)

Debitul total de gaze de ardere se calculează în funcţie de sarcina tehnologică, de consumul specific de combustibil, de cantitatea de gaze de ardere rezultate prin arderea unităţii de masă sau de volum de combustubil şi de coeficientul de evacuare a gazelor de ardere din camera de lucru a agregatului tehnologic.

La calculul debitului specific de gaze se ţine seama şi de pătrunderile de aer fals pe traseul gazelor de ardere, de la ieşirea din camera de lucru a agregatului tehnologic până la intrarea în instalaţia recuperatoare, prin coeficientul de exces de aer.

Suprapresiunea cu care gazele (r.e.s. de suprapresiune) sunt evacuate din incinta de lucru poate fi de ordinul mbar sau de ordinul sutelor de bar. Energia potenţială conţinută de gaze poate fi valorificată prin destindere într-o turbină de detentă, care poate antrena un generator electric sau un consumator de lucru mecanic din interiorul conturului de bilanţ considerat. Lucrul mecanic generat prin destinderea în turbină este:


lT = R TIN (1 - εα) ηIT / α (5.36)

unde R = 8,315 kJ/kmolK este constanta universală a gazelor, α = 0,2 - 0,29 este o mărime care depinde de exponentul adiabatic, ηIT = 0,79 - 0,86 este randamentul intern al turbinei de detentă iar ε este raportul presiunilor de ieşire şi de intrare în turbină (ε < 1).

Se poate constata că lucrul mecanic de destindere depinde de temperatura absolută de intrare în turbina TIN şi de raportul de destindere ε.

Puterea calorifică (r.e.s. combustibile) - Componentele combustibile care pot fi întâlnite în amestecul de gaze de proces, de sinteză sau de purjă sunt H2, CO, CH4. Puterea lor calorifică inferioară, exprimată în MJ/kmol, este :

H2 242

CO 286

CH4 803

În cazul în care acelaşi debit de gaze are suprapresiune şi conţine şi elemente combustibile, recuperarea se poate face etapizat, mai întâi prin destindere şi apoi prin ardere.

5.4.3. Direcţii de recuperare

Recuperarea resurselor energetice secundare poate fi, interioară sau exterioară, în raport cu conturul de bilanţ energetic stabilit pentru analiză.

Recuperarea interioară are loc atunci când energia conţinută de către r.e.s-urile rezultate dintr-un proces tehnologic este recuperată în cadrul aceluiaşi proces .

Soluţiile de recuperare interioară sunt caracterizate de următoarele aspecte :

-utilizarea energiei recuperate se face direct în cadrul agregatului sau liniei tehnologice în care s-a produs r.e.s. Prin încadrarea în fluxul tehnologic a instalaţiei recuperatoare cât mai aproape de locul producerii r.e.s. se evită pierderile de căldură prin transport, asigurându-se un grad ridicat de recuperare. Limitările recuperării interioare sunt de natură termodinamică şi tehnico-economică în ceea ce priveşte dimensionarea instalaţiei recuperatoare;

- prin aplicarea unei soluţii de recuperare de acest tip se economiseşte combustibil tehnologic (superior), efectul reflectându-se sub aspect energetic şi economic la nivelul instalaţiei sau procesului unde s-au produs resursele energetice secundare;

- sub aspect economic, prin încadrarea instalaţiilor recuperatoare în fluxul tehnologic, aceste soluţii de recuperare nu necesită cheltuieli suplimentare de exploatare;

- aplicarea soluţiilor de recuperare interioară pot conduce la creşterea productivităţii agregatului tehnologic.


Datorită limitărilor ce intervin în cazul aplicării independente a diferitelor soluţii de recuperare interioară, în anumite situaţii se justifică tehnico-economic aplicarea combinată a acestora.

În tabelul 5.2. sunt exemplificate pentru cazul particular al gazelor de ardere caracterizate de nivel termic ridicat (resurse energetice secundare de natură termică), principalele soluţii de recuperare interioară.

Tabelul 5.2.

Soluţii de recuperare interioară a căldurii gazelor

Soluţia de recuperare Elemente caracteristice ale soluţiei de recuperare

Preîncălzirea aerului de ardere (PA)

• presupune utilizarea căldurii fizice a gazelor rezultate din camera de lucru a unui agregat tehnologic, pentru preîncălzirea aerului de ardere necesar aceluiaşi agregat;

Preîncălzirea autonomă a aerului de ardere (PAA)

• presupune existenţa unui focar separat de camera de lucru a agregatului tehnologic principal, în care sunt produse gazele de ardere utilizate pentru preîncălzirea aerului; • se aplică în cazul în care gazele din agregatul principal au un conţinut bogat în elemente combustibile, iar recuperarea lor este mai eficientă ca resurse energetice secundare de natură combustibilă;

Preîncălzirea combustibilului (PC)

• se aplică în general în cazul utilizării în agregatul principal a unui combustibil gazos ( sau lichid ) cu putere calorifică scăzută ; • preîncălzirea combustibilului este limitată de atingerea temperaturii de autoaprindere ( dependentă de natura sa) ;

Preîncălzirea materialelor tehnologice (PMT)

• se poate realiza atât direct prin străbaterea în contracurent fluxul gazelor de ardere cât şi în cadrul unui preîncălzitor separat, implementat în fluxul acestora;

Regenerarea chimică a căldurii gazelor de ardere (RC)

• presupune utilizarea căldurii fizice a gazelor pentru tratarea preliminară endotermă a combustibilului tehnologic, având ca efecte atât ridicarea conţinutului de căldură legată chimic cât şi preîncălzirea sa; • soluţia este aplicată în cazul proceselor pirotehnologice în care gazele de ardere rezultate nu conţin antrenări de particule, ceea ce ar îngreuna atât transportul gazelor de ardere la distanţă cât şi utilizarea schimbătoarelor de căldură de suprafaţă ;

Recircularea gazelor de ardere (RG)

• constă în preluarea gazelor din zona finală a agregatului tehnologic şi introducerea lor direct în camera de lucru, sau în zona imediat următoare acesteia pentru reducerea temperaturii mediului gazos de aici; • se aplică în cazul proceselor pirotehnologice ce impun un regim termic moderat.


Recuperarea exterioară are loc atunci când energia conţinută de către r.e.s este utilizată în afara procesului tehnologic din care a rezultat, în cadrul întreprinderii sau platformei industriale, pentru acoperirea necesarului de energie termică şi electrică (mecanică).

Aceste soluţii de recuperare se pot aplica fie ca soluţii independente, fie pentru creşterea gradului total de recuperare realizat în cadrul conturului de bilanţ dat.

Analizând recuperarea interioară comparativ cu recuperarea exterioară, aceasta din urmă prezintă următoarele aspecte caracteristice:

- utilizarea energiei recuperate din r.e.s. în afara limitelor procesului industrial din care au rezultat, conduce la limitări de regim în recuperare datorate nesimultaneităţii producerii cu consumul fie sub aspect cantitativ (în cazul utilizării energiei recuperate în direcţie termică), fie sub aspect calitativ (in cazul utilizării energiei recuperate în direcţie electrică sau mecanică);

- efectele energetice obţinute prin economisirea combustibilului se reflectă la nivelul utilizatorului energiei recuperate, de regulă combustibilul economisit fiind combustibil energetic

- efectele economice determinate atât de economia de cheltuieli cu combustibilul cât şi de investiţiile şi cheltuielile aferente instalaţiei recuperatoare influenţează balanţa economică a utilizatorului energiei recuperate.

În tabelul 5.3. sunt precizate principalele aspecte carecteristice ale soluţiilor de recuperare exterioară (exemplificate pentru cazul gazelor de ardere).

Recuperarea complexă - de cele mai multe ori, în special în cazul gazelor de ardere evacuate din procesele pirotehnologice, cu un conţinut de căldură sensibilă mare, impune aplicarea recuperăriiîn mai multe trepte (cascadă), combinând soluţiile de recuperare internă cu cele externe. Astfel, se obţine un grad total de recuperare mai mare decât prin aplicarea independente a fiecărei soluţii de recuperare prezentate anterior.

În aceste condiţii, analiza eficienţei recuperării se aplică ansamblului schemei de recuperare, scopul fiind determinarea variantei optime de schemă complexă de recuperare.

Problemele care se pun în cazul schemelor complexe de recuperare sunt :

• repartiţia cantităţii totale de căldură între diferitele direcţii (soluţii) de recuperare;

• optimizarea schemei complexe de recuperare;

• analiza tehnico-economică a ansamblului schemei de recuperare complexă.


Tabelul 5.3.

Elemente caracteristice ale soluţiilor de recuperare exterioară

Direcţia de recuperare

Scopul recuperării Elemente caracteristice ale soluţiilor de recuperare

Termică -alimentarea cu căldură a proceselor tehnologice;

-încălzirea, ventilarea, condiţionarea incintelor cu caracter tehnologic, administrativ sau urban;

-prepararea apei calde în scopuri menajere şi sanitare;

• prezintă un grad anual de recuperare înalt, datorită caracterului permanent la acestor consumuri;

• caracterul sezonier al acestor consumuri, face ca utilizarea căldurii în această direcţie să aibă o durată anuală de cel mult 2500 - 3000 ore/an, mult mai mică faţă de duratele anuale de disponibilitate ale gazelor de ardere ( 5000 - 6000 ore/an, funcţie de procesul tehnologic din care provin ), ceea ce determină un grad anual de recuperare redus;

• limitările de regim care apar sunt de natură cantitativă, necesarul de căldură pentru prepararea apei calde fiind mult mai mic decât căldura conţinută de gaze, diferenţa neputând fi recuperată ;

Electrică

( Mecanică)

-producerea energiei electrice;

- producerea lucrului mecanic.

• recuperarea căldurii gazelor cu nivel termic ridicat se face în cazane recuperatoare producătoare de abur, utilizat în turbine cu abur cu condensaţie pentru producerea energiei electrice;

• în funcţie de calitatea gazelor, acestea se pot folosi şi direct în turbine de detentă cu gaze, pentru producerea lucrului mecanic

• gradul anual de recuperare este afectat de către limitările de regim, numai în măsura în care apar restricţii în necesarul electroenergetic ce trebuie asigurat;



Direcţia de recuperare

Scopul recuperării Elemente caracteristice ale soluţiilor de recuperare

Cogenerare sau trigenerare

- producere simultană de : căldură şi energie electrică sau căldură, energie electrică şi frig.

• aburul produs în cazanele recuperatoare poate fi utilizat şi într-un ciclu combinat de cogenerare sau trigenerare;

• în cazul turbinelor de detentă recuperatoare, gazele eşapate din turbine se pot folosi şi pentru alimentarea cu căldură şi/sau frig.

5.4.4. Efectele recuperării r.e.s.

Printre cele mai eficiente metode de creştere a gradului de utilizare a energiei consumate în procesele industriale poate fi amintită valorificarea resurselor energetice secundare rezultate, în speţă a gazelor de ardere .

Efectele recuperării r.e.s. sunt de natură tehnică, economică şi ecologică.

Efecte de natură tehnică

Conceperea şi încadrarea unor instalaţii recuperatoare direct în fluxul tehnologic contribuie la modernizarea schemelor generale ale proceselor tehnologice. Astfel amplasarea de recuperatoare (pentru preîncălzirea aerului, a combustibilului, a materielelor tehnologice) în cadrul proceselor pirotehnologice din industria metalurgică, a materialelor de construcţii, chimică, permit trecerea la tehnologii noi, performante, cu un înalt grad de recuperare, cu productivităţi ridicate de obţinere a produsului finit. Prin procedeele de recuperare, ca recircularea gazelor de ardere se măreşte durata de viaţă a agregatelor tehnologice, diminuându-se solicitările termice la care sunt supuse părţile componente . Efectele de natură tehnică sunt corelate şi se regăsesc în cele de natură economică.

Efecte de natură economică

Sub aspect economic, efectele imediate sunt determinate în primul rând de economia de energie realizată, în funcţie de direcţia în care s-a făcut recuperarea, fie la nivelul producătorului energiei recuperată, fie la nivelul beneficiarului acestuia. Astfel se reduc consumurile energetice la nivelul conturului analizat (indiferent care este acesta), reducându-se implicit şi aportul de combustibil clasic.

Reflectarea economică a reducerii consumurilor energetice, la nivelul întreprinderilor sau a platformelor industriale, are loc prin reducerea cheltuielilor de producţie aferente acestora, ceea ce în final determină reducerea preţului de cost al produselor tehnologice .


Efectul indirect, menţionat anterior, respectiv reducerea apelului la energia primară, se reflectă prin reducerea pierderilor energetice şi a consumurilor efective de energie din etapa extracţiei şi a transportului combustibilului.

Efecte ecologice

O importanţă deosebită a recuperării resurselor energetice secundare, o reprezintă efectele reflectate asupra mediului ambiant.

Din diferite procese industriale, rezultă gaze de ardere, care datorită cantităţii şi calităţii lor nu pot fi evacuate ca atare în mediul ambiant .

Cea mai mare parte a acestora, datorită particularităţilor pe care le prezintă : temperatură, compoziţie, presiune, pot constitui resurse energetice secundare termice, combustibile sau de suprapresiune, ele fiind utilizate ca atare şi în acelaşi timp neutralizate sub aspectul nocivităţii asupra mediului ambiant.

Recuperarea gazelor de ardere rezultate din procesele industriale, ca r.e.s. de natură termică determină reducerea sensibilă a emisiei de căldură în mediul ambiant, deci reducerea efectului de seră, care constituie în condiţiile puternicei industrializări cu care se confruntă planeta, un pericol iminent de distrugere a echilibrului ecologic .

Există o categorie de resurse energetice secundare sub formă de gaze de ardere, a căror recuperare este susţinută în primul rând de considerentele ecologice şi apoi de cele energetice şi economice. Din această categorie fac parte şi gazele de ardere rezultate din procesele industriei chimice, metalurgice, materialelor de construcţii, care datorită substanţelor toxice conţinute, prin interacţiune chimică cu aerul dar mai ales cu apa, pot conduce la formarea unor substanţe toxice sau cu caracter coroziv asupra însăşi a agregatelor tehnologice şi a tot ceea ce există pe o rază apreciabilă.

Prin normativele emise, legislaţia internaţională prevede principalele categorii de poluanţi atmosferici, ai apei şi solului, efectele lor nocive asupra mediului ambiant, conţinuturile limită admise, precum şi taxele percepute în cazul depăşirii lor . Valorificarea energetică , în limitele eficienţei tehnico-economice a gazelor care rezultă din procesele industriale, poate constitui o metodă de conservare a mediului ambiant.

Extracţia combustibililor clasici, în special a celor solizi cu exploatări la suprafaţă prin decopertarea staraturilor de pământ de deasupra, are efecte negative asupra echilibrului ecologic. Din această cauză orice economie de combustibil (inclusiv cel nuclear), realizată prin recuperare reprezintă o reducere substanţială a apelului la resursele de energie primară, reducându-se astfel efectele nocive asupra mediului ambiant.

BIBLIOGRAFIE

1. Noţiuni fundamentale de termodinamicǎ

[1.] Kiricin, V.A., Sîcev, V.V., Şeindlin, A.E., Termodinamica, traducere din limba rusă, Editura Ştiintifică şi enciclopedică, Bucureşti 1985

[2.] Bazil, P., Vintilă, C., Termotehnica şi maşini termice, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti 1977

[3.] D' Albon , G., Termodinamica, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti 1969

[4.] Leonăchescu, N., Termotehnica, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti 1981

[5.] **Manualul inginerului termotehnician, vol. I, Editura Tehnică, Bucureşti 1986

2. Transferul de căldură

[1.] Badea, A., Necula, H. Schimbatoare de caldură, Editura AGIR, Bucureşti, 2002

[2.] Badea, A. Instalaţii termice industriale, Ed. Institutului Politehnic Bucureşti, 1981

[3.] Badea, A., Necula, H s.a. Echipamente si instalatii termice, Editura Tehnica, Bucuresti 2003

[4.] Carabogdan I.G., Badea, ş.a., Instalaţii termice industriale, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.

[5.] Leca, A., ş.a., Transfer de căldură si masă, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1977

[6.] Chiriac, F., ş.a., Transferul de caldură şi masă în industrie, Editura Tehnică, Bucureşti, 1977.

3. Elemente caracteristice ale proceselor de ardere în instalaţiile industriale

[1.] Pănoiu, N., ş.a., Instalaţii de ardere pentru combustibili solizi, Editura tehnică, Bucureşti 1985.

[2.] Mihăescu, L., Cristea, E.D., Pănoiu, N., Ganea, I., Totolo, C., Arzătoare turbionare, Bucureşti, Editura Tehnică, 1986.

[3.] Mihăescu, L., Prisecaru, T., Oprea, I., Cazane şi turbine, Bucureşti, Editura PERFECT, 2002.

[4.] Neaga, C., Epure Al., Calculul termic al generatoarelor de abur. Îndrumar, Bucureşti, Editura Tehnică, 1988.

Bibliografie 293

[5.] Mihăescu, L., Oprea I., Pîşă I., Prisecaru M., Ceclan M., Prisecaru, T., Ene A.S., Popa E., Instalaţii termice neconvenţionale, Bucureşti, Editura PERFECT, 2002.

[6.] Prisecaru, T., Mihăescu, L., Economia combustibililor şi a echipamentului termomecanic, Bucureşti, Editura Printech, 2001.

4. Instalaţii şi echipamente termice din contururile industriale – (elemente caracteristice)

4.1. Schimbătoare de căldură







4.2. Instalaţii de vaporizare

[1.] Bratu, E.A., D. Operaţii unitare în ingineria chimică, Bucureşti, Ed. Tehnică 1984.

[2.] Carabogdan, I. Gh. ş.a., Instalaţii termice industriale, Bucureşti,. Ed. Tehnică 1978.

[3.] Kubasiewicz, a., Evaporatoare - construcţie şi funcţionare, Bucureşti, Ed. Tehnică, 1981.

[4.] Leca, A., Mladin, E. C. şi Stan, M., Transfer de căldură şi masă, Bucureşti, Ed. tehnică 1998

[5.] Smith, R. A., Evaporators. În Heat Exchangers Design Handbook, 1983

[6.] McCabe, W.L., Smith, J.C., Harriott, P., Unit Operations of Chemical Engineering, McGrow-Hill,2000

[7.] Perry, R.H., Green, D. W., Perry' s Chemical Engineers' Handbook, McGraw-Hill, 1997.

[8.] Răşenescu, I., Operaţii şi utilaje în industria alimentară, Bucureşti, ed. Tehnică, 1972


4.3. Instalaţii de uscare

[1.] ∗∗∗ APV Dryver Handbook, 2002.

[2.] Bratu, E.A., D. Operaţii unitare în ingineria chimică, Bucureşti, Ed. Tehnică 1984.

[3.] Carabogdan, I. Gh. ş.a., Instalaţii termice industriale, Bucureşti,. Ed. Tehnică 1978.

[4.] Charreau, A., Cavaille, R., Séchage. În Techniques de l' ingineurs, Paris, 1995

[5.] Lîcov, A. V., Experimentalle und theoretische Grundlagen der Trocknung, Berlin, 1955.

[6.] McCabe, W.L., Smith, J.C., Harriott, P., Unit Operations of Chemical Engineering, McGrow-Hill,2000

[7.] Mihăilă, C., Caluianu, V., Marinescu, M., Dănescu, Al., Procese şi instalaţii industriale de uscare, Bucureşti, Ed. Tehnică 1982.

[8.] Perry, R.H., Green, D. W., Perry' s Chemical Engineers' Handbook, McGraw-Hill, 1997.

[9.] Răşenescu, I., Operaţii şi utilaje în industria alimentară, Bucureşti, ed. Tehnică, 1972.

4.4. Instalaţii cu ciclu invers

[1.] Carabogdan, I., Gh., Badea, A., Ionescu, L., Leca, A., Ghia, V., Nistor, I., Cserveny, I. Instalaţii termice industriale. Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.

[2.] Chiriac, F., Bivol, G., Hera, D. Instalaţii frigorifice. Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1975.

[3.] Maake, W., Eckert, H.-J., Cauchepin, J-L. Le Pohlmann. Manuel technique du froid. Deuxième édition. Thome 1. PYC Edition, Paris, 1993.

[4.] Popa, B., ş.a. Manualul inginerului termoenergetician. Vol. 1, 3. Bucureşti, Editura Tehnică, 1961.

[5.] Radcenco, V., Florescu, Al., ş.a. Instalaţii de pompe de căldură. Editura Tehnică, Bucureşti, 1985.

[6.] Rapin, P. J., Jacquard, P. Installations frigorifiques. Tome 2. PYC Edition, Paris, 1992.

4.5. Compresoare, pompe, ventilatoare – tipuri constructive, elemente şi mărimi caracteritice

[1.] Grecu, T., Iordache, I., Negrea, V.D., Dăscălescu, D., Maşini mecanoenergetice, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti 1983

Bibliografie 295

[2.] Sokolov, E., Zinger, M., Struinîe apparatî, Editura Energhia, Moscova 1970

[3.] Manualul inginerului termotehnician, vol. II, Editura Tehnică, Bucureşti 1986

[4.] Bahmacevskii, I., Zah, G., Lîzo, P., Teplotehnica, Editura Metalurghizdat, Moscova, 1963

4.6. Instalaţii de cuptoare







4.7. Generatoare de abur [1.] Darie, G., ş.a., Cicluri combinate gaze-abur, Editura AGIR, Bucureşti,

2001

[2.] Engelke, W., Bergmann, D., Termuehlen, H., Steam turbines for combined-cycle power plants, The 1990 International Joint Power Generation Conference, Boston, massachusetts, octombrie 1990

[3.] Grecu, T., ş.a., Maşini mecanoenergetice, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1983

[4.] Haywood, R. W., Analysing of engineering cycles, Pergamon Press, Londra, 1991

[5.] Mead, A., The heat recovery steam generator dilemma, natural or assisted circulation, revista Europower, nr. 2, 1993

[6.] Pănoiu, N., Cazane de abur, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1982

[7.] Pop, M. G., Leca, A. ş.a, Îndrumar. Tabele, nomograme şi formule termotehnice, Editura Tehnică, Bucureşti, 1987

[8.] Wagner, R., Wolf, J., Heat recovery steam generators systems behind gas turbines. Applications today and developments for the future, Conferinta Power-Gen Europe, vol.7, Paris, mai 1993


[9.] ***, Integrated Pollution Prevention and Control (IPPC). Draft reference Document on Best Available Techniques for Large Combustion Plants, European IPPC Bureau, Seville, March 2001,

[10.] ***, Manualul Inginerului Termotehnician, Editura Tehnică, Bucureşti, 1986

4.8. Turbine

[1.] Grecu T., ş.a., Maşini mecanoenergetice, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1983

[2.] Grecu T., Cârdu M., Nicolau I.,Turbine cu abur, Editura Tehnică, Bucureşti, 1976

[3.] Adkins R.C., ş.a., A combustor diffuser of annular configuration suitable for industrial gas turbine, publicaţie ASME 92-GT-41, 1992

[4.] Beltran A.M., Foster A. D., Pepe J. J., Schilke P. W., Advanced gas turbine materials and coatings,GE Marketing Communications, GER-3569D, 1993

[5.] Becker B., Ziegner M., The new Siemens/KWU model V64.3 gas turbine, Publicaţie Siemens Power generation, Noiembrie 1988

[6.] Brandauer M., Scherer V., Scheffknecht G., Braasch H., GT 26 repowers Rheinhafen,revista Modern Power Sistems, nr,5, Mai 1996

[7.] Brandt D. E., Colas M., MS 9001 F a new advanced technology 50 Hz gas turbine, GEC \ Alsthom Technical Review, nr.4, 1991

[8.] Brandt D. E., Wesorick R. R., Gas turbine design philosophy,GE Marketing Communications, GER-3434C, 1993

[9.] Brooks F. J., GE gas turbine performance characteristics, GE Marketing Communications, GER-3567D, 1993

[10.] Deblon B., Preventive maintenance reduces operating costs of gas turbines, Publicaţie Siemens Power Generation, August 1991

[11.] Emsperger W., Karg J., Voigtlander P., IGCC holds promise for burning oil residues,Modern Power Systems, Aprilie 1995

[12.] Hoeft R. F., Operation and maintenance of GE heavy-duty gas turbine,GE Marketing Communications, GER-3620B, 1993

[13.] Hoshino K., Designing power plants within acceptable sound levels, Publicaţie General Electrical International Gas Turbine Reference Library, nr. SOAC - 7616, 1976

[14.] Kehlhofer R., Combined-cycle gas and steam turbine power plants,Fairmont Press, Lilburn, SUA, 1991

[15.] Mulder J., Havernaur P., Santen D., Blast furnace gas cuts costs at Ijmond 1,Modern Power Systems, septembrie 1996

Bibliografie 297

[16.] Murshed I. G., Options in operating combined gas and steam cycle for the UAE operating condition, Teză de doctorat, Universitatea Politehnică Bucureşti, Facultatea de Energetică, 1996

[17.] Rowen W. I., Design considerations for gas turbine fuel systems, GE Marketing Communications, GER-3648B, iulie 1993

[18.] Slaterpryce A. A., Gas turbine support Systems,GE Marketing Communications, GER-3452C, 1993

[19.] Wright J. P., Patel D., FT8 turbines power Boston Harbour clean up,Modern Power Systems, vol.12, nr.9, septembrie 1992

[20.] ***, Gas turbine systems for generation applications,publicaţie Solar Turbines, 1993

[21.] ***, GT 11N2. The high-efficiency and low emission gas turbine,publicaţie ABB, nr. PGT 2063/92E

4.9. Centrale DIESEL – ELECTRICE

[1.] G. Wolf, Sulzer Diesel Engines, Winterthur Edition, 1974

[2.] ***,Diesel and Gas Turbine Wordwide Catalog, 1994. Diesel and Gas Turbine Progres. Milwankee, Wisconsin.

[3.] N. Lemneanu, E. Cristea, C. Jianu, Instalaţii de ardere cu combustibili solizi, Ed. Tehnică, Seria Termo-Frig, 1982

[4.] A. Leca, M. Pop, ş.a., Tabele, nomograme şi formule termotehnice - îndrumar, vol. II, 1987

[5.] C. Moţoiu, Centrale Diesel electrice

[6.] ***,Rapoarte şi cataloage industriale 5. Surse şi forme de energie, agenţi purtǎtori, din contururile industriale

(aspecte ale utilizǎrii energiei în contururile industriale)

[1.] Athanasovici, V., Utilizarea căldurii în industrie, vol. 1, Ed. Tehnică, Bucureşti 1995

[2.] Pătraşcu, R., Răducanu C., Ciucaşu C., Recuperarea căldurii în industrie, Ed. Printech, Bucureşti 1998

[3.] Răducanu, C., Pătraşcu, R. ş.a. , Auditul energetic, Ed. Agir, Bucureşti 2000

[4.] Horlok, J.H., Cogeneration - Combined Heat and Power (CHP); termodynamics and Economics, Pergamon Press, 1993

[5.] Dumitrescu, I.S., Athanasovici, V. şi Răducanu, C., Metodologia de analiză a soluţiilor de cogenerare, în vederea luării deciziilor de oportunitate a acestora, revista Energetica Nr. 4, 1998

Documents

Bazele Termoenergeticii