aparate termice - curs - stanescu - antonescu agh i.pdf

Dan-Poul STANESCU Nicolae N. ANTONESCU

APARATE TERMICE----------- CURS------------

MATRIXROM

BUCURESTI

Paul-Dan STANESGU Nicolae N. A N TO N ESCU

A P A R A T E T E R P I O ECORS

MATRIX ROM Bucurefti 2013

MATRIX ROM C.P. 16 -162

062510 - BUCURE§TI tel. 021.4113617,031.4012438, 0372743840

fax 021.4114280 email: [email protected]

www.matrixrom.ro

Editura MATRIX ROM este acreditata de CONSILIUL NATIONAL AL CERCETARI! fTIINJiFiCE DSN INVATAMANTUL SUPERIOR

Descrierea CIP a Bibiiotecii Nationale a Romaniei STANESCU, DAN PAUL

Aparate termice : curs / Dan-Paul Stanescu, Nicolae N. Antonescu. - Bucuresti: Matrix Rom, 2013

Bibliogr.ISBN 978-973-755-378-7

I. Antonescu, Nicolae N.

621.18(075.8)

ISBN 978 - 873 - 755 - 878 - 7

mailto:[email protected]

http://www.matrixrom.ro

CURS DE APARATE TERMICE

CUPRINS

1. Schimbatoare de caldura : agenti termici, clasificari....................................... 5

2. Schimbatoare de caldura fara schimbarea starii de agregare a agentului termic. 142.1. Schimbatoare de caldura tubulare, tehnologie , particularitati de calcul,

izolare, calcul hidraulic................................................................................. 142.2. Schimbatoare de caldura din tevi cu aripioare............................................. 342.3. Schimbatoare de caldura din placi. Tehnologie specifica.

Particularitati de calcul............................................................................... 44

3. Schimbatoare de caldura condensatoare .... ....................................................... 54

4. Schimbatoare de caldura cu acumulare pentru preparareaapei calde de consum................................................................................... 65

4.1. Necesarul de apa calda de consum §i scheme de preparare......................... 654.2. Tipuri constructive de boilere....................................................................... 744.3. Calcul boilerului alimentat cu apa calda sau fierbinte ................................. 84

5. Schimbatoare de caldura pentru aplicatii speciale....... ...................................... 965.1. Premcalzitoare de aer din tevi lise ............................................................... 965.2. Schimbatoare de caldura rotative.................................................................. 1085.3. Tuburi termice................................................................................................ 119

6. Verificarea schimbatoarelor de caldura.............................................................. 127

7. Ardere si arzatoare............................................................................................... 1337.1. Proprietati fizico - chimice ale combustibililor........................................... 1337.2. Aspecte chimice ale arderii, aer necesar arderii, gaze de ardere................ 1347.3. Aspecte cinetice ale arderii - frontul de flacara............................................. 1457.4. Aprinderea si stabilizarea flacarii................................................................. 1567.5. Arzatoare de combustibil gazos.................................................................... 1637.6. Arzatoare de combustibil lichid.................................................................... 1727.7. Arzatoare mixte gaz - lichid......................................................................... 1797.8. Arzatoare speciale.......................................................................................... 1797.9. Reducerea emisiilor poluante........................................................................ 1927.10. Gazeificarea combustibililor biogenici........................................................ 2037.11. Sisteme de ardere a combustibilului de tip biogenic.................................. 207

3


8. Elemente de calcul specifice cazanelor de apa calda sau abur............................ 2178.1. Bilantul termic general al cazanului............................................................. 2178.2. Bilantul partial pe suprafete......................................................................... 2328.3. Focare : tipuri constructive, calculul suprafetelor de radiatie in focar........ 2378.4. Suprafete convective : tipuri constructive,

calculul suprafetelor convective.................................................................. 2658.5. Calculul gazodinamic. Instalatia de tiraj. Co§ul si exhaustorul.................. 282

9. Cazane de putere mica (murale).......................................................................... 2939.1. Cazane murale cu tevi cu aripioare.............................................................. 2939.2. Cazane de putere mica cu tevi lise............................................................... 3019.3. Cazane din fonta de putere m ica................................................................... 303

10. Cazane de apa calda §i apa fierbinte de puteri medii.......................................... 30510.1. Cazane cu volum mare de apa..................................................................... 30510.2. Cazane cu volum mic de apa....................................................................... 317

11. Cazane pentru combustibil biogenic................................................................... 32811.1. Cazane cu arzatoare pentru peleti sau rumeguj......................................... 32911.2. Arderea lemnului pe gratare........................................................................ 33811.3. Comparatie intre arderea directa a lemnului

§i arderea cu gazeificare............................................................................. 341

12. Cazane cu condensatie :functionare, solutii constructive §i metodica de calcul..................................... 347

13. Cazane de abur...................................................................................................... 39213.1. Cazane de abur ignitubulare........................................................................ 39213.2. Cazane de abur acvatubulare....................................................................... 39613.3. Cazane cu fluid diatermic............................................................................ 400

14. Sisteme radiante de incalzire cu gaze de ardere§i generatoare de aer cald................................................................................... 403

15. Flemente de automatizare pentru cazan §i arzator in cadrul centralei termice ... 418

Bibliografie........................................................................................................... 429

4


I. SCHIMBATOARE DE CALDURA : GENERALITAT1

CONSIDERA TIIGENERALE

Schimbatoarele de caldura sunt aparate termice in care are loc transferul de caldura de la un fluid la altul, in procese de incalzire, racire, fierbere, eondensare sau in alte procese termice in care sunt prezente doua sau mai multe fluide cu potentiale termice diferite.

Fluidul care cedeaza caldura (fluidul “cald”) se nume§te agent termic primar, iar cel care prime§te caldura (fluidul “rece") se numejte agent termic secundar.

Dimensionarea sau verificarea schimbatoarelor de caldura necesita un calcul termic, un calcul hidraulic §i un calcul mecanic (de rezistenta).

Calculul termic de dimensionare presupune cunoa§terea parametri lor agentilor termici precum §i a sarcinii termice a schimbatorului. In acest caz se alege forma constructiva a aparatului §i se determina suprafata de schimb de caldura.

Calculul termic de verificare presupune cunoa§terea suprafetei de schimb de caldura a aparatului $i parte din parametrii agentilor termici. Prin calculul termic de verificare se stabilesc posibilitatile termice ale aparatului in diferite conditii de functionare.

Calculul hidraulic al unui schimbator necesita determinarea pierderilor de sarcina hidraulica (a caderilor de presiune) pentru cei doi agenti termici care circula prin aparat.

Calculul mecanic stabile§te grosimile elementelor metalice, astfel meat eforturile unitare produse de presiune §i de variatia de temperatura sa nu le depa§easca pe cele admisibile.

SCHIMBATOARE DE CALDURA CU FUNCTIONAREIN REGIM STATIONAR ; RELA TII GENER4LE DE CALCUL

Majoritatea schimbatoarelor de caldura asigura transferul caldurii intre cei doi agenti termici prin intermediul unei suprafete de schimb de caldura $i se dimensioneaza pentru functionarea in regim stationar. Regimul stationar inseamna ca fluxul termic prin suprafata de schimb de caldura, de la agentul termic primar la cel secundar, §i temperaturi le Tn orice punct al sistemului, sunt constante Tn timp.

Calculul termic al schimbatoarelor de caldura functionand Tn regim stationar se bazeaza pe urmatoarele ecuatii:

- ecuatia de bilant termic :

O = n,-_ ■Qi =Q2= n ■ (02 + Qp) C-D

5


- ecuatia de transfer de caldura :

Q = k ■ S 0 ■ A tm (1 .2 )

in care Q - reprezinta sarcina termica a aparatului, In [W];Qi - reprezinta debitul de caldura cedat de agentul termic primar, in [W];Q2 - reprezinta debitul de caldura primit de agentul termic secundar, in [W];Qp - fluxul de caldura pierdut de aparat in mediul ambiant, in [W]; rjt - randamentul schimbatorului, defmit ca flux de caldura util (primit de

agentul secundar) supra flux de caldura dat (cedat de agentul primar) ;uzual se mai numefte §i randamentul izolatiei termice ;

So - suprafata de schimb de caldura, in [nr];■Atmed ~ diferenta medie de temperatura, in [°C];k - coeficientul global de transfer (schimb) de caldura al aparatului, raportat la

suprafata de schimb de caldura, in [W /(nr • K)].

Fluxurile de caldura Qt si Q2 se calculeaza cu relatiile :

Q\ = G\ ■ CP\ ■ (*i - O = w\ ■ - t \ ) = w x-stxQ 2 — G 2 ■ c p2 ■(t"2 - t 1 ) = W 2 - (t"2 - t 2) = W 2 - S t2

daca agentii termici nu-§i schimba starea de agregare, sau cu relatiile :

Q\=G\- O'i - 0 ; Q < = ( i2 ■ (h ~ h )

daca agentii termici i§i schimba starea de agregare.

S-au utilizat urmatorii indici:1 - pentru agentul termic primar;2 - pentru agentul termic secundar; prim ( ‘) - pentru intrarea in aparat; secund (“) - pentru ie§irea din aparat.

In relatiile de mai sus :G], G2 - reprezinta debitul agentului termic primar, respectiv secundar,

in [kg/s];cp], cp2 - caldurile specifice medii, la presiune constants, ale agentilor

termici, in [J/kg K] ;Wx=Gl -cpl \W2 =G2 -cp2- echivalenti in apa sau capacitatile termice ale

agentilor termici, in [W/K]; t], t2 - temperaturile agentilor termici, in [°C];S t | , S t2 - variatiile de temperatura ale agentilor termici, in [°C];ii, i2 - entalpiile specifice ale agentilor termici, in [J/kg].

(1.3)

(1.4)

(1.5)

6


Pentru determinarea diferentei medii a temperaturilor intre cei doi agenti termici se traseaza diagrama conventional de tipul t = f (So); concavitatea curbelor depinde de schema de curgere a aparatului §i de raportul capacitatilor termice ale fluidelor, Wt §i W2.

In figura 1.1. sunt reprezentate diagramele de temperatura t = f (S0) pentru schimbatoarele de caldura cu curgere paralela, cu circulatie Tn echicurent (EC) §i contracurent (CC).

Fig. 1.1. Variatia temperaturilor, cu suprafata de schimb de caldura, pentru circulatia in echicurent (EC) §i contracurent (CC)

Diferenta de temperatura medie logaritmica se calculeaza cu relatia :

7


a j. __ m ax ^ ^ m i niiml

In -A?„

( 1.6)

in care A/max, A/mm - reprezinta diferenta maxima, respectiv minima de temperatura intre agentii termici la intrarea sau la ie§irea din aparat.

Pentru schimbatoarele de caldura la care unui sau mai multi agenti termici i§i schimba starea de agregare (condensatoare, vaporizatoare, transformatoare de abur) notiunea de echi sau contracurent nu i§i are sensul (figura 1.2). Diferenta medie de temperatura se calculeaza tot cu relatia ( 1.6).

Relatia (1.6) este valabila numai daca coeficientul global de schimb de caldura k , debitele §i caldurile specifice sunt constante sau variaza putin in lungul suprafetei de schimb de caldura. Daca una din aceste marimi variaza mult cu S0 . A tmed se determina prin integrare grafica sau prin impartirea suprafetei de schimb de caldura in portiuni. fiecare dintre ele calculandu-se separat.

I ] — 1 | — I s l

t2’=t2”=ts2

W!=W2=00

<

Wi=00

So

Fig. 1.2 a)

So So

Variatia temperaturilfer agentilor termici pentru: c'condensatoare; b) vaporizatoare; c) transformatoare de abur

(condensatoare - vaporizatoare)

Pentru schimbatoarele de caldura cu circulatie mixta (CM) sau incruci§ata (Cl) diferenta medie a temperaturilor se calculeaza cu ajutorul coeficientului de

corectie folosind diagrame ajutatoare :

- se calculeaza mai intai diferenta medie a temperaturilor, considerand circulatia agentilor in contracurent (A tmecj)Cc cu relatia ( 1.6) ;

- se calculeaza marimile adimensionale :

P J 2 - t 2 = S t 2 (1V)

t\ f \ - r2 T~ ~ tn- S t~ W|

- se determina coeficientul de corectie eAt - f (P, R, scheme de curgere) din figura 1.3;

- se calculeaza: Atmed = £At(/S.tm)cc (1-8)

8


" 0 0.1 0? 0.3 0,4 0,5 OS 0.7 OS 0.0 :.0

=J-1-

cjs'r0 01 02 0,3 0.4 0.5 0,5 0 7 OS ?:? ■:

Fig. 1.3. Corectia SAt (P, R) pentru schimbatoarele de caldura cu circulatie mixta sau incruci§ata

Pentru a putea calcula suprafata de schimb de caldura este necesar a cunoa§te forma constructiva a schimbatorului. fn acest sens se efectueaza un calcul termic preliminar (aproximativ), pornind de la unele marimi practice cunoscute.

Se va alege traseul urmat de agentii termici dupa urmatoarele criterii:• Agentul termic care prezinta pericolul depunerilor de piatra sau

funingine mult mai accentuat decat celalalt agent, va circula obligatoriu prin interiorul tevilor unde indepartarea prin mijloace mecanice a depunerilor se poate face mult mai u§or decat in exteriorul tev ilo r;

9


• Este indicat ca vitezele de circulatie ale celor doi agenti termici sa fie apropiate ca marime pentru fluide de aceeaji stare: gaz - gaz §i apa - apa. In acest scop, agentul termic cu debitul mai mic va circula prin tevi, iar celalalt in exteriorul tevilor.

Dupa ce se alege modul de circulatie al agentilor termici din considerente tehnologice §i economice, se determina diferenta medie de temperatura Atmed, conform indicatiilor anterioare. In continuare se determina o suprafata de schimb de caldura aproximativa S0:

= <l9>K tried

in relatia (1.9) se introduce o valoare medie orientativa pentru coeficientul global de schimb de caldura k \ conform experientei de proiectare pentru tipul de schimbator ce se dimensioneaza.

Se aleg dimensiunile tevilor §i se exprima S 0 geometric :

S 0 = r i ■ 7r - d • L ' (1.10)

in care ri este numarul de tevi ;L' - lungimea totala a schimbatorului ; d - diametrul interior, exterior sau mediu al tevilor (m) .

Alegand o lungime acceptabila pentru schimbator (L ' = 2 + 4 m), din relatia( 1. 10) se determina numarul aproximativ de tevi:

( 1. 11)

Pe placile tubulare tevile sunt dispuse in hexagoane regulate concentrice, pe circumferinte concentrice sau in triunghiuri isoscele. Majoritatea schimbatoarelor de caldura au tevile dispuse pe hexagoane concentrice a§a cum se prezinta in figura 1.4. Ajezarea in hexagoane regulate concentrice are avantajul unei compactitati maxime, a unei executii simple, precum §i posibilitatea dispunerii fascicolului in ejicher sau Ginabat. functie de unghiul de inclinatie asigurat la montaj.

In cazul placilor tubulare cu un numar de tevi pe latura hexagonului (mai mare de 8) ajezarea in hexagoane regulate duce la folosirea nerationala a spatiului disponibil. In acest caz, in sectoareie nefolosite ale placii, se introduc in exterior tevi suplimentare pe unui sau mai multe randuri.

10


a

Mr

Fig. 1.4. Ajezarea tevilor pe placa tubulara in hexagoane concentrice

Pasul de a$ezare a tevilor s se alege de obicei Tn limitele (1,25 + 1,5) • de , dar nu mai mic decat (de + 6 mm). Diametrul interior al mantalei D , se calculeaza cu relatia :

unde K q este jocul inelar dintre tevile marginale §i corp, care se ia Tn practica de 8-12 mm.

Dupa determinarea numarului total de tevi n , se calculeaza vitezele agentilor termici, care trebuie sa se gaseasca Tn limitele economice, daca din punct de vedere tehnologic acest lucru este posibil:

- pentru apa (lichide) : 0,5 - 1,5 m/s ;- pentru gaze (aer, gaze de ardere) : 5 - 20 m/s .

La schimbatoarele de caldura gaze de ardere — apa sau apa - aer, viteza decirculate a apei poate avea valori mult mai mici 0,1 - 0,3 m/s. Viteza economica decirculate impune uneori adoptarea solutiei de schimbator cu mai multe treceri pentru agentul termic care circula prin tevi. In acest caz se monteaza Tn capace pereti despartitori iar in manta pereti transversali (§icane). Sicanele intensifies transferul de caldura Tntre agenti atat prin marirea vitezei agentului de la exteriorul tevilor cat §i prin transformarea circulatiei longitudinale Tn circulate transversals.

In final, calculul termic preliminar stabile§te:- diferenta medie a temperaturilor ;- diametrul tevilor §i al mantalei ;- numSrul de tevi pe o trecere §i numarul de treceri prin tevi ;- numSrul total de tevi ;- vitezele de circulate ale agentilor termici

Dl =(», -1)-1 + de + 2 K, (1.12)

11


Calculul termic defmitiv are ca scop determinarea cu exactitate a coeficientului global de transfer de caldura k, a suprafetei reale de schimb de caldura S0 §i a lungimii active a schimbatorului L .

Coeficientul global de schimb de caldura k pentru suprafete cilindrice poate fi calculat §i cu formula peretilor plani, erorile introduse in calcule pentru tevile uzuale fiind mai mici de 2 % :

k — \ T [W/(m2 • K)] (1.13)+ 2 ^ + a , /t, a 2

in care a ] , a 2 sunt coeficienti de schimb de caldura superficiali, pe partea agentului

termic primar, respectiv secundar iar reprezinta suma rezistentelor termice

conductive date de peretele metalic despartitor Rm §i de straturile de depuneri formate in timpul functionarii Rd pe fetele acestuia .

Efectul depunerilor sub forma de piatra (sau funingine) , consta in crejterea rezistentei termice §i de regula in marirea rezistentei hidraulice la curgerea fluidelor :

X y = + I T = R »' + R 'J ( , J 4 )A A c /

in calculul termic de proiectare se prevad rezerve de suprafata de schimb decaldura care sa compenseze inrautatirea transferului termic produsa de R j.

in prezent se folosesc doua metode principale de calcul al excesului de suprafata necesar.

• Metoda factorului de murdarire j3 ; Acest factor multiplica coeficientul global de schimb de caldura k, al aparatului curat:

Q = k ■ S ■ A tm - j3 -k 0 -S ■ \ t m (1.15)

1 1 Sm 1 1 1 Sm S d 1in care: ~ -----— 1---------------------- \ ~ —---— 1 (1-16)

k 0 a, Xm a 2 k a , Xm Xd a 2

Valorile coeficientului J3 indicate in literatura de specialitate, corespunzatoareunui interval de un an intre curatiri, sunt centralizate in tabelul 1.1.

12


Tab. 1.1. Valorile coeficientului de murdarire ji

Materialul din care se executa suprafata de schimb de caldura Agentul termic P

Tevi curate (noi) de alama — 1Tevi de alama Apa curata in circuite deschis 0,85

Tevi de alama Apa in circuit inchis sau apa epurata chimic 0,80

Tevi de alama Apa cu impuritati, netratata 0,75Tevi normale din otel, acoperite cu un strat de oxizi sau de piatra -- 0,70

• Metoda rezistentelor termice ale depunerilor ; Marimea rezistentei termice a depunerilor este precizata de normele americane pe baza experientei acumulate in activitatea practica (tabelul 1.2 ).

Tab. 1.2. Rezistenta termica a depunerilor Rd ■ 10' mW

pentru diferiti agenti termici

Temperatura agentului termic primar <11 o n 115-205 °C

Temperatura agentului termic secundar < 52°C >52°C

Caracteristici apaViteza apei, m/s Viteza apei, m/s

<0,9 >0,9 <0,9 >0,9

Apa de turn tratata 18 18 35 35Apa de turn netratata 52 52 86 70

Apa potabila (retea urbana) 18 18 35 35Apa de rau (minimum) 35 18 52 35Apa distilata (condens) 9 9 9 9

Apa tratata de alimentare a cazanelor 18 9 18 18Apa de purje de la cazane j>5 35 35 35

13


2. SCHIMBATOARE DE CALDURAFARA SCHIMB AREA STARII DE AGREGARE A AGENTULUI TERMIC

2. ]. SCHIMBATOARE DE CALDURA TUBULARE;TEHNOLOGIE, PARTICULARITATI DE CALCUL,IZOLARE, CALCUL HIDRAULIC

CARACTERISTIC I CONSTRUCTIVE SI FUNCTIONALE

Schimbatoarele de caldura apa-apa cu pereti transversali fac parte din categoria aparatelor termice de schimb de caldura in regim permanent, multitubulare, cu mai multe treceri pentru agentul termic care circula la interiorul tevilor si cu circulatie §icanata a celuilalt agent termic. Nici unui dintre agentii termici intre care se realizeaza transferul de caldura nu-§i schimba starea de agregare.

Schimbatoarele de caldura cu mai multe treceri §i cu §icane se utilizeaza in principal pentru prepararea de apa calda de incalzire sau pentru prepararea de apa calda de consum. Se utilizeaza in mod frecvent §i in cadrul unor aplicatii industriale ce utilizeaza alti agenti termici decat apa (ulei diatermal, agenti frigorifici etc.).

Din punct de vedere constructiv, acest tip de schimbator de caldura este alcatuit dintr-un fascicol de tevi (fig.2.1.) ce alcatuiesc suprafata de schimb de caldura, dispuse dupa regula hexagoanelor concentrice, intre placile tubulare fata §i spate. Prinderea tevilor in placile tubulare se realizeaza prin sudare sau mandrinare, functie de tipul de material al tevilor utilizate (otel pentru preparare de apa calda de incalzire.

1. fascicol de tevi; 2. manta; 3. §icane; 4. placa tubulara fata; 5. placa tubulara spate; 6. capac fata; 7. capac spate; 8. jtuturi de intrare/iejire agent termic primar;

9. perete sectional; 10. §tuturi de intrare/iejire agent termic secundar.

Fig. 2.1. Sectiune transversala ansamblu schimbator de caldura cu mai multe treceri

14


Pentru a se putea realiza viteze economice de circulate ale agentului termic de la interiorul tevilor (de ex. pentru apa w’ = 0,5 ~ 1,5 m/s) este necesar sa se mic^oreze sectiunea de trecere astfel meat debitul de agent termic sa se distribuie numai pe o parte din numarul de tevi ce formeazS fascicolul. Pentru a se putea realiza acest lucru capacele fata §i spate sunt prevazute cu pereti despartitori amplasati astfel meat sa creeze camere de intoarcere Tntre trecerile succesive.

Fascicolul de tevi se gase§te Tn interiorul unei mantale cilindrice care asigura circulatia agentului termic de la exteriorul tevilor de schimb de caldura. Datorita faptului ca la scaldarea longitudinals a fascicolului, Tn marea majoritate a cazurilor, nu se poate asigura viteza de circulate Tn domeniul optim, Tn interiorul acestei mantale, transversal pe tevile din fascicol, se amplaseazS pereti subtiri (2 + 4 mm) din otel (denumiti ficane). Astfel, agentul termic de la exteriorul tevilor este fortat sa strSbata fascicolul pe directie transversals, asigurandu-se astfel, pe langS o suprafata de trecere mai mica §i un coeficient convectiv de transfer de caldura TmbunStatit la exteriorul tevilor. Pentru a nu se ajunge la piederi hidraulice de sarcina exagerate pe partea agentului termic de la exteriorul tevilor, distanta uzuala dintre §icane este de 200 + 400 mm. La capetele mantalei sunt amplasate §tuturile de intrare §i ie§ire pentru agentul termic de la exteriorul tevilor.

Daca solicitarile mecanice de dilatare inegala a fascicolului de tevi fata demanta depa§esc eforturile admisibile (diferente de temperatura, chiar §i accidentale, mai mari de 50 °C) acest tip de schimbator de caldura se va realiza Tn solutie elastica. Placa tubulara spate devine astfel mobila, de ea prinzandu-se numai capacul de Tntoarcere spate, fara legatura mecanica cu mantaua. Inchiderea spatiului de circulatie pentru agentul termic de la exteriorul tevilor se realizeaza cu ajutorul capacului fix spate (a se vedea solutia aplicatS la condensatoare - capitolul 3 ).

Pentru ca §tuturile de intrare/ie§ire pentru agentul termic de la interiorul tevilor sa fie amplasate amandouS pe capacul fata, fara a fi nevoie astfel de strapungerea capacului spate (mobila §i deci cu probleme de etan§are), numarul de treceri pentru circulatia de la interiorul tevilor trebuie sa fie par iar pentru ujurinta executiei camerelor de Tntoarcere din capace, numarul de treceri se limiteaza la 6.

In figura 2.2. este prezentata schematic dispunerea camerelor de Tntoarcere create Tn capacele fata §i spate pentru realizarea mai multor treceri ale agentului termic de la interiorul tevilor.

Realizarea etan§arii dintre peretii camerelor de Tntoarcere §i placile tubulare se realizeaza prin amplasarea unor garnituri elastice. Cum zonele de pozitionare a garniturilor trebuie sa fie libere de tevi, amplasarea acestora pe placa tubulara se va face functie de numarul necesar de treceri. Astfel, pentru:

• doua treceri nu se vor amplasa tevi pe diagonala orizontala;• pentru patru treceri nu se vor amplasa tevi pe diagonala orizontala §i pe

axa verticals a sectiunii transversale;• pentru §ase treceri nu se vor amplasa tevi pe cele trei diagonale ale

hexagoanelor concentrice de amplasare a tevilor.

15


doua treceri

patru treceri

In exteriorul mantalei schimbatorului de caldura se amplaseaza izolatia termica in scopul reducerii cat mai mult a fluxului de caldura pierdut catre exterior.

Pentru proiectarea schimbatorului de caldura, in vederea dimensionarii vor trebui stabiliti urmatorii parametrii functionali :• Sarcina termica a schimbatorului de caldura Q [kW];• Tipul agentului termic

capac fata capac spate

primar (apa calda de incalzire,apa fierbinte, etc.)

Fig.2.2. Configuratia camerelor de intoarcere fata §i spate

• Temperatura de intrare respectiv de ie§ire pentru agentul termic primar: 11 §i t” ! [°C];• Tipul agentului termic secundar (apa calda de incalzire, apa calda de consum. etc.) §i tempertura de intrare respectiv de iejire a acestuia : 12 ?i t”2 [°C];

CALCULUL TERMIC PRELIMINAR

Pentru a putea efectua calculul termic al schimbatorului de caldura este necesar, in primul rand, sa se stabileasca circulatia agentilor termici. Astfel, se va alege ca la interiorul tevilor fascicolului de schimb de caldura. acolo unde curatarea mecanica se poate efectua relativ u§or, sa circule agentul termic cel mai “murdar”, adica cu continutul cel mai mare de saruri de calciu §i magneziu. In cazul in care ambii agenti termici sunt echivalenti din acest punct de vedere, se va alege ca la interiorul tevilor sa circule agentul termic pentru care diferenta de temperatura (intrare / ie§ire) este cea mai mare, de aici rezultand ca debitul acelui agent termic este cel mai mic §i de aici necesitatea de a circula pe traseul cu sectiunea de trecere mai mica in vederea echilibrarii conditiilor (coeficientilor) de transfer de caldura superficial.

Din ecuatia de bilant termic:

Q — % ' ^ 1 ' C /)l ’ (^1 _ 1 ) — ^ 2 ' C p2 ' (^2 _ “ k ' ^ 0 ' ^ m c i ' ^ M ( 2 - 1 )

16


se pot determina, Tn primul rand, debitele de agent termic primar G/ §i agent termic secundar G2 :

r Q .

V i z ' c p \ - f r . ’ - O

r - 9c A - t i )

considerandu-se o valoare uzuala pentru randamentul izolatiei termice a schimbatorului de caldura rjiz Tn intervalul 0,995 + 0,998.

Pentru a se putea determina sectiunea de trecere pentru agentul termic de la interiorul tevilor, se alege o viteza preliminara de circulatie Tn domeniul economic: w = (0,5 + 1,5) m/s.

Se alege tipul de teava din care se va executa suprafata de schimb de caldura (de ex. 0 20 x 2 ; 0 25 x 2,5 ; 0 34 x 3, etc.), iar din ecuatia de continuitate se poate determina numarul preliminar de tevi pe o trecere n :

[kg/s]

[kg/s |

(2.2)

(2.3)

G_ V ~ T 2 <2-4>

unde - G este debitul agentului termic de la interiorul tevilor,d, este diametrul interior al tevii din fascicol (de schimb de caldura), p este densitatea agentului termic la tempertatura medie a acestuia.

Pentru a putea determina ordinul de marime al numarului total de tevi care vor alcatui suprafata de schimb de caldura (capabila sa transfere sarcina termica a schimbatorului - precizata prin tema), se va considera pentru coeficientul global de schimb de caldura o valoare preliminara k' uzuala pentru acest tip de aparat termic, Tn intervalul 800-1000 W/(m~-K) $i o lungime de predimensionare L ’ a fascicolului, Tn intervalul 2- 4 m .

Se calculeaza diferenta medie a temperaturilor pentru circulatie contracurent A tmcc ?i se stabile§te coeficientul de corectie 8ac (vezi capitolul 1 - Generalitati).

In aceste conditii, din ecuatia de bilant termic (2.1.) se poate determina suprafata de predimensionare S ’0 ■

Q---------------- (2 5)k - At fK 1X1 mcc

§i Tn continuare numarul preliminar total de tevi:

17


(2.6)n =7t ■ cl... ■ L

Prin raportarea numarului preliminar total de tevi la numarul preliminar de tevi pe o trecere se obtine numarul preliminar de treceri:

n" n = — (2.7)

n 1 ,,-

Din conditiile constructive prezentate anterior, acesta nu poate avea decat valorile 1, 2, 4 sau 6. Numarul preliminar de treceri se va rotunji la cea mai apropiata valoare posibil de realizat din punct de vedere constructiv : n lr = 1 ,2 ,4 , sau 6 , evitandu-se insa solutia cu o singura trecere care ar presupune existenta unei treceri a stutului prin capacul mobil in sistem de presetupa, ceea ce ar complica semnificativ solutia tehnica de realizare a schimbatorului. In acest caz. In practica se va lucra cu alte dimensiuni de teava pentru fascicol sau, la limita, se va utiliza alta solutie de schimbator de caldura.

In functie de numarul de treceri ales, utilizand afezarea tevilor in fascicol pe hexagoane concentrice, se poate determina numarul de tevi pe o trecere posibil de realizat la cea mai apropiata valoare (mai mica sau mai mare) de cea preliminara:

n ’ h r ^ ^ = > n „ r •

Este recomandabil in aceasta faza de proiectare sa se schiteze deja sectiunea transversala a fascicolului pentru a se putea evidentia zonele pe care nu se pot amplasa tevi din cauza peretilor despartitori care realizeaza circulatia dorita (in functie de numarul de treceri). In cazul dispunerii tevilor pe mai mult de trei hexagoane concentrice, se va tine seama de faptul ca, pentru a nu se creea zone de circulatie preferentiala pentru agentul termic din exteriorul tevilor fascicolului, se renunta la tevile de colt sau se adauga unui sau mai multe randuri suplimentare (incomplete) de tevi astfel meat spatiile dintre tevi §i manta sa se reduca la minim (deoarece aceasta situatie este cel mai des intalnita la schimbatoarele tubulare condensatoare, solutia de completare cu tevi suplimentare este prezentata in capitolul 3 - Condensatoare - figura 3.3).

Numarul total de tevi din fascicol va fi:

n = n , ■ nUr (2.8)

Datorita modificarii valorii preliminare rezultate pentru numarul de tevi pe o trecere, sectiunea de trecere se modifica, astfel meat este necesara recalcularea vitezei de curgere a agentului termic de la interiorul tevilor:

18


G(2.9)

• n I tv

Se va urmari ca valoarea vitezei de circulatie la interiorul tevilor sa nu iasa din intervalul economic (0,5-rl,5 m/s), in caz contrar fiind necesara reajustarea numarului de tevi pe o trecere.

Odata stabilita geometria sectiunii fascicolului de tevi, pentru a se putea determina diametrul interior al mantalei schimbatorului, trebuie desenata aceasta sectiune la scara alegandu-se un pas de a§ezare al tevilor:

Cand diametrele necesare depa§esc valorile uzuale de tevi din fabricatia curenta standardizata, se apeleaza la solutia de realizare a mantalei prin ruluire considerand diametre realizabile in modul dimensional cu pas de 10 mm.

Odata stabilit diametrul interior al mantalei, se poate determina viteza de circulatie a agentului termic de la exteriorul tevilor din fascicol, considerandu-se intr-o prima faza ca aceasta circulatie se realizeaza longitudinal prin sectiunea libera de trecere delimitata de circumferinta interioara a mantalei §i suprafetele ocupate de tevile din fascicol. Viteza de circulatie longitudinala la exteriorul tevilor se determina astfel:

Cum sectiunea de trecere de la exteriorul tevilor din fascicol are valori destul de mari, la circulatie longitudinala viteza se gase§te de obicei sub valoarea minima optima de 0,5 m/s care asigura coeficienti satisfacatori de transfer convectiv de caldura la suprafata. In acest caz se recurge la o solutie tehnica de mic§orare a suprafetei de curgere, marindu-se astfel viteza. Aceasta solutie consta in §icanarea traseului agentului termic de la exteriorul tevilor din fascicol astfel incat acesta, fortat fiind sa treaca printre §icane (fig. 2.3.), sa realizeze o viteza cuprinsa in domeniul economic.

s — d e + (6 -r 16) mm. (2.10)

Se stabilejte diametrul interior al mantalei impunand un joc inelar:

ka = (8 -r 12) mm. (2 .11)

G(2 .12)

19


Fig.2.3. Schema de circulatie §icanata a agentului termic de la exteriorul tevilor din fascicol

$icanele sunt realizate din tabla subtire avand practicate gauri prin care sunt trecute tevile din fascicol. Acestea fiind amplasate transversal, pentru a permite Tntoarcerea fluidului intre spatiile dintre §icane, se lasa un spatiu de trecere nitre §icana §i manta (prin eliminarea unui sector de disc delimitat de o secanta. din §icanaconsiderata disc complet) care se alterneaza la montajul §icanelor succesive (fig.2.3) .

Pentru debitul G de agent termic de la exteriorul tevilor viteza de circulatie la scaldare trensversala a fascicolului va fi data de distanta dintre §icane / . Astfel impunand pentru we o valoare in domeniul economic (0,54-1,5 m/s) se poate determina pasul preliminar de a§ezare a §icanelor:

G1 -------- I n -------------- n (2 -13)p we ■ [Dj - n ]rJ d e)

considerandu-se sectiunea de trecere cea mai dezavantajata dintre §icane pe axul orizontal al schimbatorului de caldura; cu n1(j s-a notat numarul de tevi de pe diagonala principala a fascicolului.

Din punct de vedere constructiv valoarea uzuala pentru distanta dintre §icane este cuprinsa in intervalul 200^-400 mm. Valoarea minima este impusa de dificultatile de montaj $i de faptul ca o ficanare foarte stransa duce la pierderi de sarcina hidraulica foarte mari, iar cea maxima se utilizeaza de obicei doar pentru realizarea de sprijine suplimentare pentru tevile din fascicol.

Daca valoarea pasului preliminar de a§ezare a jicanelor este mai mica de 200 mm se alege pentru aceasta marime valoarea minima (200 mm) chiar daca va rezulta o valoare a vitezei we mai mica decat valoarea minima economica. Oricum, prin realizarea unei circulatii transversale fata de tevile din fascicol, s-a realizat deja conditia de intensificare a schimbului convectiv de caldura la circulatia la exteriorul fascicolului.

20


Modulul dimensional de rotunjire a distantei dintre §icane fiind de ±10 mm se recalculeaza viteza de circulate pentru agentul termic de la exteriorul fascicolului:

G (2.14)P l ■ (A - «ii ■ CK )

CALCULUL TERMIC EXACT

Pentru a putea determina suprafata de schimb de caldura S0 §i lungimea schimbatorului de caldura Tn conditiile constructive stabilite prin calcul termic preliminar, trebuie determinata valoarea exacta a coeficientului global de schimb de caldura k :

* = 1 1 (2‘15) a, A a 2

unde a, §i a 2 sunt coeficientii convectivi de transfer de caldura de pe partea agentului termic primar respectiv secundar iar Z(S/A,) este suma rezistentelor termice conductive pe directia fluxului termic.

In cadrul calculului termic exact se utilizeaza unii parametri fizici ai celor doiagenti. Se vor determina din tabele sau cu ajutorul relatiilor de calcul (functie detemperatura) parametrii: V, X fi Pr la temperaturile medii respective:

fsri= J -y -L si tm2= tml- A t mei] daca S t ] < S t 2

= si tml= tm2- A tmetl daca S t { > S t 2 (2 .16)

Pentru facilitarea explicatiilor se considera Tn cele ce urmeaza ca agentul termic primar circula la interiorul tevilor din fascicol.

Pentru a putea determina coeficientul de schimb convectiv de caldura pe partea agentului termic primar (la interiorul tevilor din fascicol) se determina gradul de turbulenta al curgerii prin valoarea criteriului Re pentru care, Tn cazul curgerilor la interiorul canalelor de sectiune circulara, lungimea caracteristica este de cele mai multe ori diametrul interior d ;.

Re| = ^V ^L (2.17)

Determinarea valoarii criteriului Re este necesara pentru a putea alege, functie de domeniul de turbulenta, relatia (criteriala) de determinare a criteriului Nu .

21


Cum. Tn general, realizarea vitezelor de circulate Tn domeniul economic duce la circulatii Tn regim turbulent ( Re> 104) se poate utiliza relatia lui Timofeev :

N u t = 0.0263 ■ R el° s -P r/’” pentru rScirea fluidului (2.18)

§i N u = 0 .0209 • R e 0'8' P r pentru Tncalzirea fluidului (2.19)( daca agentul secundar este la interiorul tevilor, caz in care indicele devine 2 )

Coeficientul de schimb convectiv de caldura pe partea agentului termic de la interiorul tevilor din fascicol (de ex. agentul termic primar), se determina pe baza relatiei:

a, = Nll] ' A' [W/(m2 • K)] (2.20)

In ceea ce prive§te coeficientul de schimb convectiv de caldura pe partea agentului termic de la exteriorul tevilor a2 > caracteristica este convectia fortata realizatS prin scSldarea preponderent transversals a tevilor din fascicol. In acest caz, se poate utiliza relatia criteriala de determinare a criteriului Nu :

Nu2 = C e ■ e1 •Re” -Pr°-38'f P r A

2/(2.21)

unde: - Re, = U; (lungimea caracteristica este de)\ v2

C = 0,59 m = 0,47 pentru Re2e (8 + 1 0 ') ;C = 0,21 §i m = 0,62 pentru Re2e ( 103 + 2 TO5 );Pr2/ este valoarea criteriului Pr la temperatura medie a agentului termic;Pri;l este valoarea criteriului Pr la temperatura medie a peretelui suparfetei de

schimb de caldura;Ei este coeficient de corectie legat de faptul ca agentul termic spala nu o teava

singulars ci un fascicol de tevi §i conform experimentarilor lui Ramm , £j = 1,3 pentru fascicol cu tevi ajezate Tn ejicher sau £j = 1,2 pentru fascicol cu tevi ajezate Tn linie;

f2 este coeficient de corectie legat de faptul ca agentul termic curge transversalnumai pentru o parte din tevile fascicolului pe traseul dintre §icane, capStand o curgerecvasi-longitudinalS fatS de tevi Tn zonele de Tntoarcere peste jicane. Pentru cazul de fatS se poate utiliza valoarea £2 = 0,7 .

Temperatura peretelui exterior al tevii, fatS de care se exprima Pr2p se determinS printr-un calcul iterativ, apreciind o valoare preliminara pentru tpe urmand ca ulterior, dupS determinarea coeficientului global de schimb de c&ldura, sa se verifice valoarea anterioarS (aleasS sau determinatS) panS cand diferenta Tn modul dintre cele douS valori este mai mica de 3 °C .

22


Cu valoarea lui Nu2 astfel determinata se poate determina valoarea coeficientului de schimb convectiv de caldura pe partea agentului termic care circula la exteriorul tevilor a 2:

N u2 -A ,a i = — 2— - [W/(m- • K )] (2.22)

Dupa determinarea sumei rezistentelor termice conductive ale peretelui (vezi capitolul I), se poate determina valoarea coeficientului global de transfer de caldura k §i se poate verifica valoarea temperaturii pe peretele exterior al tevii din fascicol:

k2 + -----^ mcc-£ * (2.23)

a 2

Se determina lungimea fascicolului de tevi ce alcatuiesc suprafata de schimb de caldura:

L = ° (2.24)n - n - d m

unde S(, este suprafata de schimb de caldura necesara pentru transferarea sarcinii termice Q in conditiile temei de proiectare :

s u =~— ---- (2.25)k - to mcc-£A,

Lungimea efectiva a fascicolului de tevi va rezulta prin majorarea valorii obtinute (relatia. 2.24) la modul de 100 mm.

IZOLAREA TERM ICA A SCH IM B A T OARELO R D E CALDURA Pentru a permite sa se piarda o parte cat mai mica din caldura utila a agentului

termic primar Tn mediul Tnconjurator, este necesara izolarea termica a schimbatoarelor de caldura.

Principalele probleme care se pot pune la calculul izolatiilor termice su n t:

• determinarea pierderilor de caldura fi a randamentului izolatiei termice pentruo grosime de izolatie aleasa ;

• calculul grosimii izolatiei la un randament al izolatiei impus ;• calculul grosimii izolatiei pentru realizarea unei temperaturi exterioare dorite ;• stabilirea izolatiei optime din punct de vedere economic.

23


In calculul termic al schimbatorului de caldura se impune initial valoarea randamentului izolatiei termice. Pentru majoritatea schimbatoarelor de caldura, cand acestea sunt bine izolate, randamentul izolatiei este cuprins intre 0,98 §i 0,998. Printr- un calcul tehnico - economic se poate stabili grosimea optima a izolatiei. Daca nu se fac astfel de calcule laborioase, grosimea izolatiei se determina pornind de la valoarea impusa initial a randamentului izolatiei.

Pentru schimbatoarele de caldura cu manta tubulara, se prezinta in figura 2.4.o sectiune transversala printr-un schimbator tubular, izolat termic.

De obicei grosimea izolatiei este cuprinsa intre 20 -f 100 mm in functie de temperatura agentului din interiorul mantalei.

Prin alegerea unui strat termoizolant ( S r ) se va verifica randamentul izolatiei

termice impus initial.

Randamentul izolatiei termice este definit de relatia :

prin

Fig. 2.4. Sectiune transversala printr-un schimbator tubular izolat termic

24

O .- Q77, = —------ ^ 100 [%] (2.26)

Q\

unde: Ql - fluxul termic cedat de agentul termic primar ;

Qp - fluxul termic pierdut prin mantaua fi capacele aparatului, precum §i

portiunile neizolate (guri de vizitare, gtuturi, racorduri etc.).

Manta;Fascicol de tevi; Izolatie termica.


Pierderile de caldura prin capace, guri de vizitare, racorduri, jtuturi etc. se pot calcula separat pentru fiecare caz in parte, cu formule corespunzatoare, sau se pot aprecia cu aproximatie in functie de tipul schimbatorului ;

Qp =(1,3 + 2) Q,„ (2.27)

unde Qm este fluxul de caldura pierdut prin mantaua schimbatorului :

K-l-(tfi —t )- ~ i ------- r ~ z i •, j ,— — (2 28)--------- 1----------In — H---------- In — H----------

a .^d , 2 ■ ku[ d, 2 - l h d 2 ae -d,

unde I - este lungimea mantalei (m);t t, - temperatura medie a fluidului aflat in interiorul mantalei (°C);

te - temperatura medie a mediului inconjurator (°C);

d\ - diametrul interior al mantalei (m);

d 0 - diametrul exterior al mantalei (m);

d 3 - diametru exterior al izolatiei termice (m);

(Xj - coeficientul de transfer de caldura la interiorul mantalei;

A-ol - coeficientul de conductivitate termica pentru otel (materialul mantalei);

A,iz - coeficientul de conductivitate termica pentru izolatia termica (tabelul 2.1)

Tabelul 2.1. Coeficientul de conductivitatea termica pentru unele materiale termoizolante

Materialul/I

[W/(m-K)]Temperatura maxima de

utilizare [°C]Vata minerala 0,05 - 0,06 500Pasla pentru constructs 0,05 la UC 90Ipsos (uscat) 0,43 la 20 UC -Placi de pluta uscate 0,042 - 0,053 80Placi de stuf 0,1 la 0 UC 100Vata de zgura 0 ,06+ 1,45 -10'4 t 750

Caramida diatomit 0,113 + 2,3 -10-41 850

25


Coeficientul de schimb superficial a c poate fi calculat cu relatia

aproximativa: OCe = 8 ,5 + 0 ,0 9 6 - A t [W/(m2-K)] (2.29)

utilizabilapentru At = t pe - t e = 10-^60 °C.

Fluxul 2 1 este cunoscut (sau poate fi calculat) iar Qp §i Qm se determina din

relatiile (2.27) ?i (2.28).

In relatia (2.28) deoarece AOL« A d §i CXe « (Xt . primii termeni de la

numitorul fractiei sunt mult mai mici decat urmatorii doi $i pot fi neglijati.

Se obtine ecuatia :

, , d 3 2 - 1 2 - n - l - L ,3 " l ~ + ------- " ' ( t f l - te ) - d 3 (2.30)

2 « , Q„,

Se impune tpe §i se calculeaza a e , dupa care se calculeaza:

/ ?i ----- - = c2 (2.31)

Rezulta :

d 3 • In Cj d 3 c2 (2.32)Cl 7

Ecuatia (2.32) poate fi rezolvata prin metoda mjumatatirii intervalului sau pe

cale grafo-analitica. Pentru rezolvarea grafo-analitica se reprezinta grafic functiile / ,

§i f 2 pentru d ^> d 2 (figura 2.5) :

d 3

J2f 2 (a 2) = c, ■ d z — c % o dreapta.

26


Fig.2.5. Rezolvare grafo-analitica a ecuatiei de determinare a grosimiiizolatiei

La intersectia graficelor se obtine diametrul exterior care precizeaza

valoarea grosimii izolatiei.

Se calculeaza Qm §i se determina T]iv cu relatia (2.26), care nu trebuie sa fie

diferita de rjr cu mai mult de 1%.

In continuare se verifica temperatura peretelui exterior :

Qmt — t +pe e n - c L - l - a

(2.33)

Daca temperatura tpe nu se verifica intr-o toleranta maxima de ± 3 °C, se reia

calculul cu o noua valoare tpe.

In continuare se verifica valoarea coeficientului de schimb de caldura

prin convectie OCt de la interfata manta - aer din incinta de montaj cu relatiile

criteriale specifice convectiei libere :

a =-Nu- A

(2.34)Nu - C ■ (Gr ■ Pr)"

g d 3in care : Gr = L— ■ (3 ■ At ; /3 =

v 2 213 + t(2.35)

27


Din tabele se determina marimile A, V, Pr Tn functie de valoarea temperaturii

tm iar din tabelul 2.2, valorile constantelor C fi m .

Tabelul 2.2. Valorile constantelor C fi m .

Gr. Pr C mCaracterul

curgeriiDomeniul de

aplicare

< I 0-3 0,5 0 Laminar

Placi fi tuburi verticale fi orizontale

10“3...500 1,18 1/8 Laminar

500...2 ■ 107 0,34 1/4 Tranzitoriu

> 2 -107 0,135 1/3 Turbulent

Daca valoarea Cte difera de cea calculate initial (cu relatia 2.29) cu mai mult de 5% se reiau calculele cu noua valoare.

CALCULUL H ID RAULIC A L SCH IM BATO ARELO R DE CALDURA

Scopul principal al acestui calcul este acela de a determina pierderile de sarcina (caderile de presiune) pe traseul celor doi agenti care circula prin aparat. Determinarea pierderilor de sarcina este necesara pentru a dimensiona pompele sau ventilatoarele ce deservesc instalatiile Tn care sunt montate aparatele respective.

Impunand viteze de circulatie pentru agentii termici se dimensioneaza ftuturile de intrare fi iefire, precum fi camerele de intoarcere ale agentilor in schimbator.

Pierderile de sarcina se calculeaza cu ajutorul unei relatii de forma :

Ap — ApA + Apt + Ap a ± Ap h [N/nr] (2.36)

in care :

A - este pierderea de sarcina necesara Tnvingerii rezistentelor de frecare liniare care se produe m canale cu sectiune constanta ;

A - pierderea de sarcina necesara Tnvingerii rezistentelor locale, Tn coturi,

Tngustari fi largiri de sectiune, ramificatii etc. ;Ap a - pierderea de sarcina necesara Tnvingerii rezistentelor produse de

accelerarea fluidului ;

A p h - pierderea de sarcina necesara Tnvingerii rezistentelor fortelor ascensionale aparute datorita diferentelor de temperatura ale fluidului, masurate pe traseele verticale

28


Pentru agentii termici lichizi, vehiculati cu pompe, pierderile de sarcina Ap a

§i AP 11 pot fi neglijate.

PIERDERI DE SARCINA L1NIARE

Pierderea de sarcina liniara se calculeaza cu urmatoarele relatii:

- Tn cazul curgerii unui curent izoterm :

I w 2Apx = h - - - P ~ [N/m2] (2.37)

- Tn cazul curgerii cu schimb de caldura :

\ 0,583

[N/m2] (2.38)/

unde: I - lungimea portiunii liniare prin care curge fluidul [m] ;d - diametrul interior sau diametrul echivalent hidraulic [m] ; w - viteza medie a fluidului pe portiunea considerata [m/s] ; p - densitatea fluidului la temperatura §i la presiunea medie a acestuia pe

portiunea considerata [kg/m-'] ;t §i tp - temperatura medie a fluidului, respectiv a peretilor tevilor scaldati de

fluid, pe portiunea considerata [°C] ;\ - coeficientul de frecare liniara dependent de numarul Reynolds §i de

rugozitatea peretilor.

Pentru conducte netede (putin rugoase) A se calculeaza cu relatiile :

64X - — pentru Re < 3000 (2.39)

Re

A = ^ ^ pentru 3000 < Re < 103 (2.40)VRe

A = 0 ,00540 + Q,39n64 pentru 10 5 < Re < 2 • 10 6 (2.41)Re

- j j - - -0 ,8 + 21g(Re--JA) pentru Re > 2 • 106 (2.42)

Pentru conducte rugoase A se calculeaza cu relatia aproximativa :

AP i= 'i -

29


(2.43)VI ’

Tn care k este Tnaltimea medie a rugozitatii Tn mm (din tabele sau fife tehnice).

Pentru a calcula pierderile de sarcina liniare Tn conducte Tn spirala se aplica relatia (2.38 - deoarece prin serpentina circula un agent termic, neizoterm). Cu notatiile din figura 2 .6. se calculeaza:

1. Diametrul mediu de calcul :

D = D sp- 1 +n - D

(2.44)V

A

Fig. 2.6. Serpentina elicoidala

Intre D fi £>v/)exista o diferenta mare numai pentru pasuri ‘V ’ mari (s > Dsp). Daca s « Dsp se poate admite D = Dsp.

Criteriul Re critic :

(2.45)

3. Coeficientul A :

Tn regim laminar:

(2.46)

valabilaTn domeniul Re<Recr

30


Tn re.aim turbulent :

A =0,3164Re

l+0,095-| — • Re1/4

valabila Tn domeniul R ecr< Re < 10

PIERDERI DE SARCINA LOCALE

Se calculeaza cu relatia :W~

(2.47)

a P l = e - P — [N/m ] (2.48)

Tn care E, este coeficientul de rezistentS locala care depinde de forma geometrica a rezistentei §i uneori de numarul Reynolds.

Daca apare o modificare de viteza Tn sectiunea de calcul (Tngustare sau ISrgire de sectiune) se ia Tn calcul viteza cea mai mare, corespunzStoare sectiunii mici.

Coturi (circulare sau patrate)

Cot de 90° cu raza R de curburS §i diametrul d al conductei, va avea coeficientii £ din tabelul 2.3.

Tabelul 2.3R

cl1 2 3 4 5 6

0,5 0,3 0,24 0,2 0,18 0,17

Coeficientul de rezistentS locala pentru cotiri bru§te (fSrS racordSri) Tn cazul unui unghi de cotire de 90° §i a unei sectiuni circulare sau patrate este : = 1,2.

Cand unghiul de cotire ^este diferit de 90° valorilor li se aplica coeficientul de corectie B determinat conform tabelului 2.4. : t, = X B .

Tabelul 2.4

9 15° 30° 60° 90° 120° 150° OC O O

B 0,23 0,48 0,80 1 1,18 1,32 1,41

Cand sectiunea este dreptunghiularS (a x b) cu cota b Tn planul curburii se aplicS coeficientul de corectie C din tabelul 2.5. : £ = B x C

31


Tabelul 2.5.

ab

0.2 0.4 0, 0.8 1 1,5 2 3 4 6 8

c 1,22 1,13 1,08 1,04 j 1 0,90 0,86 0.86 0,9 0,97 1

Intrarea §i ie^irea fluidului in conducte (canale)

- conducta in acela§i plan cu peretele : £ = 0,5- intrare in conducts cu muchiile nerotunjite : £ = 0,5 — 1- intrare in conducts cu muchiile rotunjite: £ = 0,12- iejirea din conducte: £ = 1

Variatii de sectiune

Notand sectiunea mica cu f„ §i cea mare cu f M coeficientul de rezistentS locals la ISrgirea sectiunii va fi t,' §i laingustarea sectiunii :

.2

V f m

(2.49)

£ " = ± . |1—£ l | (2.50)

Fascicol de tevi agezate in lime [condor)

£ = n r -€o (2.51)

in care: nr este numSrul de randuri de tevi pe directia de curgere a fluiduluiE,o - coeficientul de rezistentS al unui rand de tevi

Coeficientul depinde de pasurile relative Sj/d §i s2/d dintre tevi precum §i de numSrul Reynolds. “$2” §i “s ” reprezintS pasurile dintre tevi in sensul curgerii fluidului, respectiv perpendicular pe directia de curgere iar “ d ” este diametrul exterior al tevii fascicolului.

DacS se noteazS cu :

_ , ^ - 1^ = —------ = -^------ (2.51)

s2 ~ d _ jd

atunci pentru S/ < s2 §i 0,12 < y/< 1:

f t = 1, ' 1,52------------ (2-52)

J U W d - - R . > «

32


sau daca s / > s2 §i 1 < 8 :

0,32#o =

Daca unghiul dintre directia de curgere a fluidului §i axele tevilor fascicolului este P < 75° coeficientul trebuie marit cu 10%.

0.2( V ^ (2.53)

( 'F - 0 ,9 ) ° '68- ( R e r ; • s\ -1U J

Fascicol de tevi a$ezate in eqicher (decalat)

Z = 4 '(« ,- + 1)£0 = C V R e -° -27

(2.54)

(2.55)

Se calculeaza pasul relativ pe diagonala

s27

§i raportul adimensional :

1'l

< p = r ASj

\ d J

Daca 0,1 < cp < 1,7 :

Ct = 3,2 + (4,6 -2 ,1 -(p) ■^2-''—

C, = 3 ,2

Daca 1,7 < (p < 5,2 :

C t = 0 ,4 4 - ( ^ + l )2

jipentru —L < 2

d

m cazul — > 2

(2.56)

(2.57)

(2.58)

(2.59)

(2.60)

Daca unghiul dintre directia de curgere a fluidului §i axele tevilor este /?< 75°, coeficientul trebuie marit cu 10%.

33


2.2. SCfflMBATOARE DE CALDURA DIN JEVI CU ARIPIOARE

SOLUTIA CONSTRUCTIVA

Schimbul de caldura intre aer §i apa se face de regula cu baterii cu tevi nervurate. Solutia constructiva de extindere a suprafetei de transfer de caldura pe partea aerului, prin nervurare, se aplica pentru a compensa intr-o oarecare masura raportul defavorabil care exista intre coeficientul de transfer de caldura de la aer fata de cel de la apa.

Nervurile, circulare, patrate sau dreptunghiulare, sunt dispuse echidistant pe exteriorul tevii, sub forma de discuri. Uneori nervura este de tip elicoidal, atunci cand se obtine prin extrudarea unui perete gros de teava. In figura 8.1 se prezinta schematic un rand de tevi al unei baterii schimbatoare de caldura apa-aer.

" " 'w

mmw M w IMULiilillllMit

Fig. 2.7.a. Un rand de tevi ale unei baterii apa-aer

YV

Fig. 2.7.b. Detalii de nervurare a tevii

34


Tevile bateriilor de incalzire se a§eaza Tn linie sau Tn eficher fata de directia curgerii aerului, Tntotdeauna cu nervurile paralele cu directia de curgere. In ceea ce prive§te curgerea apei, tevile se alimenteaza pentru a obtine o viteza economica de curgere.

Diametrul tevilor pe care se face nervurarea este Tn general mic, pentru a putea asigura viteza necesara de circulate a apei. Sunt utilizate mai ales diametrele 0 1 6 ,0 1 8 §i 020 mm cu grosime de perete 1,5 -f 2,5 mm. Materialul este cel mai frecvent otel, aluminiu sau cupru. Nervurile sunt executate mai ales din aluminiu sau alama iar diametrul exterior al acestora este de 2 -r 4 ori mai mare decat diametrul exterior al tevii.

Nervura se caracterizeaza prin Tnaltimea ei Hnem grosimea ei B„en. fi pasul de a§ezare pe teava pnen, . Uneori Tnaltimea nervurii este luata Tn calcul prin raportul dintre diametrul exterior al nervurii §i diametrul exterior al tevii Dner/D , .

Legatura dintre tevile singulare sau dintre grupurile de tevi se face prin coturi nenervurate sau prin camere de Tntoarcere, Tn exteriorul sectiunii de trecere a aerului. Diametrul mare al nervurii, fata de cel al tevii, face ca tevile sa fie racordate Tntre ele cu coturi cu raza de Tndoire peste 4 x D ,.

Numarul de randuri de tevi se stabile§te prin calculul termic al suprafetei de transfer de caldura necesara.

Peretii de Tnchidere ai canalului de aer sunt din tabla sau din material plastic.

Prin tema de proiect se dau Tn general urmatoarele elemente:

solutia constructiva a schimbatorului : Tncalzitor de aer cu tevi nervurate folosind ca agent termic de Tncalzire apa calda;

- temperaturile de intrare §i ie§ire ale apei calde : t ’apa , t ”apa ;- debitul de aer ce va fi Tncalzit, sub forma Dahn (m3N/ h) sau Da„ (m3N/ s);- temperaturile de intrare §i iesire ale aerului : t ’uer, t ”aer;- date geometrice privind teava nervurata utilizata :

de , d / , Dnen., pnen, , Bnm., H„en, , Lt (lungimea tev ii), materiale.

METODICA DE CALCUL

Toate marimile sunt Tn sistemul de baza SI, fara multiplicatori. In cazul cand prin tema sau Tn tabelele de calcul o marime apare cu un multiplicator (m,k,M etc.) ea trebuie transformata Tn unitate de baza SI. Acest mod de calcul elimina posibilitatea gre§elilor de tipul neconcordantei dintre unitatile de masura ale diferitelor marimi.

Calculul parametrilor din ecuatia de bilant termic

Ecuatia de bilant termic este:

Q u , = ■ G u, h , ■ C c ,p a ■ ( t 'a p a ~ ) = D C l " ' C p o ' V « r “ f a e r ) =

= Ku-r ■ Saer ■ atm_£ = kapa ■ sm ■ Atm_e [w] (2.61)35


unde : kaer fi kapa reprezinta coeficientul global de transfer de caldura,raportat fie la suprafata extinsa (pe parte aerului) Saer, fie la suprafata lisa (pe partea apei) Sapa” ;

reprezinta diferenta medie logaritmica de temperatura intre cei doi agenti termici, corectata cu un coeficient depinzand de geometria curgerii fi parametrii de temperatura ai agentilor.

Temperatura medie a aerului este taerm = (t’aer + t”aer) / 2.Temperatura medie a apei este tapam = (t’apa + t”apa) / 2.

Pentru temperaturile medii ale agentilor termici se determina caldurile specifice cpaer fi capu din tabele sau din relatiile de regresie existente.

Randamentul izolatiei schimbatorului de caldura este foarte ridicat (tinand seama de pierderile foarte mici de caldura ale suprafetelor marginale) fiind de ordinul riiz = 0,99.

Debitul util de caldura furnizat de baterie este:

Qu,=V, Da„-cpa {fmr- t aer) [W] (2.62)

Debitul de apa necesar este:

G'">" = -------— ---------jt f i z ^ a p a \ a p a a p a /

kgs

(2.63)

Determinarea dimensiunilor canaluhii de aer$i a numdrului de tevi nervurate in sectiunea canaluhii

De cele mai multe ori tevile nervurate se fabrica in lungimi fixe. De aceea se poate porni de la alegerea unor rapoarte adimensionale caracteristice, care conduc la solutii tehnice economice, larg verificate in practica.

Alegerea unui raport intre dimensiunile sectiunii canalului de aer, fi anume raportul dintre lungime sectiunii L, (in directia axului tevilor, egala cu lungimea tevii) fi latimea sectiunii b (sau H in figura 2.7.a) - in directie transversala - se face in limitele (L, / b) = 1 t 2 . Pasul transversal al tevilor S/ (distanta intre doua tevi vecine) este dat de diametrul exterior al nervurilor, astfel ca nervurile sa se invecineze (eventual cu o distanta libera de l-f2 mm intre marginile a doua randuri paralele). Se accepta uzual ca nu exista spatiu liber intre marginea ultimei nervuri fi carcasa.

In continuare, pentru determinarea sectiunii libere necesara pentru curgerea aerului, se serie ecuatia de continuitate:


unde pentru viteza aerului waer se adopta valori de 6 + 10 m/s.

Sectiunea libera de curgere pentru o teava §i pe pasul unei nervuri este :

Scx={Dnen, - d e)-(Pnen- B mn) [m2] (2.65)

iar sectiunea ocupata in canal este:

S o \ = D n e rv ■ P „ e n W \ ( 2 - 6 6 )

Rezulta ca gradul de trecere pe sectiune este pentru aer in directia de curgere:

Glr= p - (2.67)So{

Sectiunea necesara canalului de aer este Tn consecinta:

W] (2.68)lr

Se pune in continuare conditia de proportie intre laturile sectiunii bateriei §i se determina b ’ §i L ,.

Urmeaza sa se faca constructiv rotunjirile acestor valori astfel:

L, - lungime de fabricare existenta pentru teava nervurata,b - multiplu de Dmrv,b ■ L, - valoare cat mai apropiata de Sam (sectiunea reala a canalului)

Deoarece s-au facut rotunjiri care afecteaza viteza de curgere a aerului, aceasta se recalculeaza:

t +273vv . — D ■ aen”273 Sc m Glr

Numarul de tevi pe un rand este:

bD

(2.69)

(2.70)

Sectiunea bateriei este in felul acesta complet determinata. Pentru definitivarea solutiei constructive urmeaza calculul numarului de randuri de tevi in directia curgerii aerului. Acest numar va fi determinat din conditii de transfer de caldura in cele ce urmeaza.

37


Calculul termic de dimensionare

Transferul de caldura de la peretele metalic la aer este de tip convectiv.Aerul circula prin canalele realizate intre nervuri, care au latimea ( pnen - Bnen,

). Considerand canalul format din doua tevi alaturate, cealalta latura a sectiunii de curgere este 2-Hnen, .

Canalele relizate de nervuri nu au inaltime uniforma, astfel ca aerul curge prin canale cu inaltime variind rntre 2 • Hnen. §i 2 • H„en.+ de.

Relatiile de calcul. de tip experimental, sunt date functie de o lungime caracteristica fixa pentru baterie care este pasul nervurarii : p .

Pentru calcule este necesara cunoa^terea unor parametri fizici caracteristici aerului; ei se determina din tabele , pentru temperatura medie a aerului taerm :

- vascozitatea cinematica, vaer;- conductibilitatea termica, Xm r;- criteriul Prandtl, Pr,,,,,-.

Marimile se pot determina §i din relatiile de regresie corespunzatoare.

Coeficientul de convectie aaer se calculeaza dupa metodologia convectiei in curgere fortata prin canale Tnguste §i este acela§i pentm partea de suprafata lisa a tevii §i partea de suprafata extinsa a nervurii.

Peretele tevii are la suprafata de contact cu aerul o anumita temperatura tp , care se regase§te §i la baza nervurii. Din cauza rezistentei termice conductive, temperatura peretelui nervurii tpn este din ce in ce mai coborata spre varful nervurii. Pentru a nu complica sistemul de calcul, se considera temperatura suprafetei nervurii constanta, aceea§i cu a peretelui tevii, dar se afecteaza suprafata nervurii cu un "randament" subunitar tjnen, care face compensarea fluxului mai scazut de caldura a suprafetei cu temperatura mai joasa decat cea a tevii.

Relatia criteriala pentru transferul de caldura este functie de turbulenta curgerii, deci de criteriul Re. Se calculeaza criteriul Reaer , tinand seama ca lungimea caracteristica este pasul de nervurare, din relatia:

Re = ' p"m- (2.71)

Coeficientul de transfer de caldura prin convectie de la peretele exterior la aer se calculeaza cu relatiile:

38


Pentru fascicol de tevi in linie :

• tevi cu nervuri rotunde

Nu „ =0,104 Re"'72 •L J

V n e rv y

(2.72)

1 tevi cu nervuri patrate

N u . = 0,096 -Re0'72- ifV n e r \’

(2.73)

Pentru fascicol de tevi in etcher:

• tevi cu nervuri rotunde

Nu „ = 0,223 • Re" ( O0,54

.r p } nerv

v d . , K nen /

(2.74)

1 tevi cu nervuri patrate

Nu, =0,205- Re0'65-V d e J

( D

LJV n e r v J

(2.75)

In continuare, pentru ambele cazuri :

NuPnm '

Wnr • K

(2.76)

A§a cum s-a aratat, in metodica uzuala de calcul se tine seama de un randament subunitar al suprafetei nervurilor. Acesta depinde de doua constante adimensionale ale nervurii:

D....(

X, = Hnm■ a

x 0 .5

' />*(2.77)

unde conductibilitatea termica a metalului nervurii este pentru otel l,m = 50 W/(m-K) , pentru cupru Anen. = 110 W/(m-K) iar pentru aluminiul„m, = 210 W/(m-K).

39


Curbele de randament se calculeaza, pentru XD > 2, cu relatiile :

• pentru X| > 0.8 :

A, = 0,8 - 0,05 • [XD - 2)0'797

Bn = 0,363+ 0,14 U „ - 2 )"631

Cn = 0,525 - 0,071 ■ [XD - 2 f 'm

1.78)

pentru 0.8 :

\ = 'Br] = 0,295 + 0,066 ■ (X D “ 2)°

Cn =1,737-0,093 • (X „ -2 )1J

V„m = K - B n -{X ,T ' .79)

Cu acest randament, care Tnsa afecteaza numai suprafata extinsa, se determina coeficientul corectat de transfer de caldura pe partea aerului, dupa cum urmeaza:

- se determina suprafata de schimb de caldura a unei nervuri :

x \ D' - d - ) r 21 (2.80)

- suprafata lisa a tevii pe partea aerului intre doua nervuri este :

S,=(Pnm- B „ J ^ - d e [m2] (2.81)

- suprafata totala pe un pas este suma celor doua suprafete anterior calculate :

SJO,= S „en. + S, W ] (2.82)

- iar coeficientul de transfer de caldura corectat se determina din relatia :

(X... = a . Vm n ■S „en+Sl Wm- ■ K

2.83)

Rezistenta termica a peretelui tevii si a depunerilor de pe pereti

Rezistenta termica a peretelui tevii este (3pt,r/ /iper), in care 5per este grosimea peretelui tevii §i Xper conductibilitatea termica a metalului tevii. Aceasta rezistenta termica are msa o valoare foarte mica §i de obicei se neglijeaza in calculele curente.

40


Rezistenta termica a depunerilor de piatra (S/Ap) pe peretii tevilor este in schimb mare, uneori constituind chiar principala rezistenta in schimbul de caldura. Valorile rezistentelor termice, functie de calitatea apei, de viteza de curgere §i de temperatura medie a agentului termic sunt date in capitohd 1.

Rezistentele termice conductive se insumeaza:

m1- ■ K W

(2.84)

Transferal de caldura de la apa la peretele interior al tevilor

Transferul de caldura este de tip convectiv, in regim permanent, fara schimbare de stare, curgere prin interiorul tevilor.

Pentru calcule este necesara cunoa§terea unor parametri fizici caracteristici apei. Ace§tia se determina din tabele pentru temperatura medie a apei tapam :

- vascozitatea cinematica, vapa ;- conductibilitatea termica, l apa ;- criteriul Prandtl, Prapa .

Marimile se pot determina §i din relatiile de regresie corespunzatoare.

Viteza apei wapa trebuie calculata deoarece depinde de numarul tevilor montate in paralel prin care aceasta trece. Se alege initial o viteza a apei de 0,5...1,5 m/s (de obicei 1 m/s) §i se determina numarul de tevi necesar asigurarii acestei viteze:

Nfapa= -------- ^ ------ r (2.85)K ■ d f

Papa ^ apa .

Acest numar preliminar se rotunjejte la valoarea intreaga cea mai apropiata, obtinandu-se astfel numarul final de tevi legate in paralel (pe o trecere a apei) Ntapa.

Se recalculeaza viteza apei pentru acest numar final de tevi montate in paralel:

P a p a ■ N t a,

n • dfms

.86)

Relatia criteriala pentru transferul de caldura este functie de turbulenta curgerii, deci de criteriul Re. Se calculeaza criteriul Reapa , tinand seama ca lungimea caracteristica este diametrul interior al tevii, din relatia:

41


Re - w*p« ' d> (2.87)a p a v '

ap a

In functie de valoarea obtinuta pentru Reapa se aplica una din relatiile criteriale urmatoare:

• pentru Rea > 10000

Nuapl, =0.024 ■Re1)'"-PrH'4 (2.88)

• pentru 2300 < Rea < 10000

Nuapa = 0.024 ■ Re0'8- Vr0A-£Re (2.89)

unde eRe = 1- 6.10 s.Re' 1'8

• pentru Re < 2300

0,0688 ■[ dt ]-ReB-Pr„Nu =3,65 + ------------- -----------------—- (2.90)

a p a ’ s \ 0 , 6 6 v '

l+ 0 ,0 4 5 [ -^ R e „ P r ,

Lungimea L, a tevilor se considera lungimea unei tevi nervurate.

Coeficientul de transfer de caldura de la apa la peretele interior al tevii se calculeaza cu relatia:

IVn r ■ K

Coeficientul global de transfer de caldura

(2.91

Se alege o suprafata de control deoarece suprafetele de transfer de caldura nu sunt egale pentru cele doua fluide.

Pentru un pas de nervura suprafata pe partea scaldata de aer S,n, a fost calculata. Rezulta Saer = Stot.

Tot pentru un pas de nervurare suprafata pe partea interioara a tevii este:

S .,. = - x - d , [m2\ (2 .92)

42


Daca se alege ca suprafata de control interiorul tevilor (suprafata pe partea apei), coeficientul global de transfer de caldura va fi:

i = ___apa |

1

+ I

wn r ■ K

(2 .93)

Daca se alege ca suprafata de control exteriorul tevilor (suprafata pe partea aerului), coeficientul global de transfer de caldura va fi:

k aer = —1 V-"' U

a + ^ 7V a apa *

ter |

W(2 .9 4 )

Diferenta medie de temperaturi §i verificari finale

De obicei circulatia mtre apa §i aer este Tncruci§ata.Pentru determinarea diferentei medii de temperatura se considera diferenta

medie de temperaturi Tn contracurent, urmand ca aceasta sa fie corectata ulterior prin coeficientul de eficienta eAt (vezi capitolul 1): Atm = £Al • (Atm )n.

Din diagrama de evolutie a temperaturilor, figura 2.8., se determina diferentele de temperaturi maxima §i minima, Atmux §i Atmin , dintre diferentele de temperaturi

— t apa ~ I aer §1 At2 t apa ~ t aer •

Fig. 2.8. Diagrama de variatie a temperaturilor

43


Se calculeaza diferenta medie de temperaturi Tn contracurent:

(A t,„)rr = [ c ] (2.95)| l ^ _____m u x

A f mi„

Ej, se determina conform indicatiilor din capitolul 7; eAl= f(P ,R ) unde

p = Tr ~ taer ?i /? = rT ~ rT •t a p a ~ t a e r

Suprafata de transfer de caldura a bateriei va fi Tn acest caz:

Shal= — — ---- [m2] (2.96)K „ e r - ^ m

iar lungimea necesara de teava nervurata va fi:

^eaVa = ~ - P „ n . M (2.97)^ to t

§i numarul de randuri de tevi Tn directia curgerii aerului:

N , (2.98)wml Lt-Nt apa

Nrarui se rotunjeste la valoarea Tntreaga imediat superioara.

2.3. SCH IM BATO ARE DE CALD UR A DIN PLACI;TEHNOLOGIE SPECIFICA: PARTICULARITATI DE CALCUL.

ELEMENTE COMPONENTE , DESCR1ER , FUNCTIONARE

Schimbatoarele de caldura cu placi (SCP) au suprafata de transfer de caldura alcatuita din placi identice, nervurate §i etan§ate prin garnituri (figura 2.9.).

Se utilizeaza frecvent ca schimbatoare de caldura de tip apa - apa.Fiecare placa are patru orificii care formeaza prin asamblare cate doua

colectoare §i respectiv doua distribuitoare pentru agentii termici .

44


Placile sunt fabricate prin presare, obtinandu-se gofruri (nervuri) de diferite forme, cel mai adesea m forma de V sau W, cu unghiuri de 60 -f 150 grade, precizia de amprentare a placii fiind de ordinul 0,1 mm .

1

2

4

3

1. Placa ; 2. GarniUira; 3. Orificii; 4. Nervuri (gofruri)Fig. 2.9. Placi nervurate curente

Exista a§a numitele placi “dure” cu unghiuri de 100 - 150 grade ale grofrurilor, care au un coeficient ridicat de transfer termic dar §i pierderi de sarcina ridicate precum §i placi “moi” cu unghiuri mici (60 - 100 grade), care au coeficient de transfer termic mai redus dar §i pierderi de sarcina mai reduse. Uneori se utilizeaza alternativ placi “dure” - placi “moi”. Un calcul tehnico - economic va conduce la solutia optima.

Agentii termici circula alternativ, de o parte §i de alta a placilor, de obicei in contracurent sau curent mcruci§at, circulatia fiind asigurata de "desenul” garniturilor care lasa liber sau obtureaza accesul fluidului tntre doua placi succesive. Spatiul dintre placi este determinat de geometria de amprentare a nervurilor §i variaza in functie de dimensiunile schimbatorului.

45


Materialele utilizate la constructia schimbatoarelor su n t:- pentru placi : inox, nichel §i aliaje cupru - nichel, titan etc.- pentru garnituri : elastomeri (polimer sintetic elastic, cauciuc sintetic) care

rezista la diverse temperaturi : nitril ( 100 °C ), butil rajina ( 130 °C ), pentru schimbatoare apa - produse alimentare, EPDM ( 150 °C ), viton alimentar ( 150 °C ) pentru uleiuri alimentare.

Schimbatorul de caldura cu placi se formeaza prin gruparea unui anumit numar de placi, nervurate §i de acela§i tip, care sunt stranse Tntre doua placi de capat cu ajutorul unor tiranti (figura 2 .10.).

Placa de Tnceput

Placi curente

Placa de

Placa mobila de capat

fixa de capat

Fig. 2.10. Schimbatoare de caldura cu placi - vedere de ansambluIn componenta unui schimbator de caldura cu placi exista:a) o placa de capat fixa cu sau fara jtuturi pentru agentii termici;b) gamitura cu patru barete (4 orificii Tnchise) fixata pe placa fixa, izoleaza

cele patru orificii (deschideri) ale placilor §i realizeaza etansarea Tntre fundul fix §i prima placa standard. In acest interval nu circula nici unui dintre agentii termici;

c) placile standard cu patru orificii pe care se monteaza gamitura standard cu doua urechi mchise. Garnitura este totdeauna lipita pe aceia§i parte, barele sunt amplasate pe directiile NE - SV asigurandu-se astfel o circulatie laterala;

d) o garnitura de margine, plata sau rotunda, asigura etan§area Tntre ultima placa §i placa mobila.

46


Dupa modul de amplasare al §tuturilor pe plScile de cap&t distingem, conform figurii 2.11. , o circulate a fluidelor in U (patru §tuturi pe placa fixS) sau in Z (doua §tuturi pe placa fixa §i doua pe placa m obila).

In figura 2.12. se prezinta cele trei modul i de racordare a schim batorului cu placi la reteaua de agent termic primar §i secundar.

Alternanta fluidelor intre spatiile succesive dintre placi se obtine prin intermediul garniturilor care permit sau nu trecerea unui fluid in spatiul dintre placi, formand astfel unui sau mai multe circuite, de exemplu, ca cele din figura 2.13.

Circulatia apei in lungul placilor active poate fi longitudinals (figura 2.14.) sau in diagonals (figura 2.15.)

a). U - contracurent: b). U - echicurent; c). Z - contracurent; d). Z - echicurent

Fig. 2.11. Circulatia agentilor termici in SCP

a), cu filet b). cu flange §i cot c) cu buloanefiletate

1. placa de capat fixa; 2. placa de capat mobila; 3. placi active; 4. jtuturi intrare - ie§ire; 5. tiranti.

Fig. 2.12. Racorduri ale SCP

47


I I I l I I I I 1 I I I I I I I l I l I I 1

Circulatie cu o singura trecere: cele 4 Circulate cu mai multe treceri: douaracorduri sunt amplasate pe placa racorduri sunt amplasate pe placa fixa §i

fixa (circulatie in “U”) celelate doua pe placa mobila(circulatie in “Z”)

Fig. 2.13. Doua moduri posibile de circulatiea agentilor termici in schimbatoarele de caldura cu placi

Orificiimartorpentru

scurgere

a. Placa de capat b. Placa para c. Placa imparaGarnitura cu 4 Garnitura Gamiturabarete inchise standard standard

Fig. 2.14. Circulatia longitudinala a agentilor termici printre placi

48


Orificiimartorpentru

scurgere

a. Prima placa Garnitura cu 4 barete Tnchise

Fig. 2.15. Circulatia tn diagonals a agentilor termici

Schimbatoarele de caldura cu placi prezinta mari avantaje fata deschimbatoa-rele de caldura tubulare fi anume :

• datorita lungimii caracteristice mici se obtin coeficienti de transfer de caldura mari ( 3.000 - 7.000 W/(m:-K) ) ;• modificand dimensiunile placilor, numarul lor fi distanta Tntre ele se obtin sarcini termice foarte variate;• pot fi demontate cu ufurinta pentru a fi curatate de depuneri sau reparate;• ocupa un volum redus, de 3 pana Ia 6 ori mai redus decat cele tubulare;• au o inertie termica mica, deci intra Tn regim practic instantaneu.

Ca dezavantaje se pot enumera :• garniturile sunt scumpe (cca. 1/3 din pretul aparatului) fi necesitamateriale fi tehnologii speciale de executie fi lipire;• nu pot fi utilizate la temperaturi ridicate (max. 160 °C pentru cele cu garnituri din elastomeri fi 250 °C -f 300 °C pentru cele cu placi sudate);• nu rezista la presiuni ridicate (max. 25 bar);• au pierderi de sarcina mai mari decat schimbatoarele clasice cu fasciculede tevi.

b. Placa para c. Placa imparaGarnitura Garniturastandard standard

49


CALCULUL TERMIC AL SCHIMBATOARELOR CU PLACI

De obicei, prin tema de proiectare se dau :• sarcina termica a aparatului Q ;• temperaturile de intrare ale agentilor termici ;• temperatura de ie§ire a unui agent termic sau unul dintre debite ;• pierderea de sarcina maxima pe circuitul primar §i secundar (optional).

Din ecuatia de bilant termic se determina mari mile complementare datelor de

proiectare (date prin tema), considerandu-se TJiz~ 1 :

Q = Gr cp l- (t[ - 1\ )= G J -cp2-(t'2 - t 2) (2.99)

Pentru stabilitatea formei constructive se aleg valori practice cunoscute:- viteza agentilor termici: 0,2 -f- 1 m/s ;- distanta dintre placi: 2,5 -f 5 mm ;- grosimea placilor (INOX): 0,6 -+ 1 mm ;- unghiul nervurilor: 60°, 90°, 120° §i 150° ;- coeficientul global de transfer de caldura: k = 2000 4- 7000 W/(m2 ■ K ) .

Se calculeaza diferenta medie a temperaturi lor pentru circulatia in contracurent (figura 2.16.).

(Au , r = Af,1'm~ Ar'"'n §i Atm = eAtm( A t J cc; £At = f ( P , R ) (2.100)I n ----tmx

Armin

Fig. 2.16. Variatia temperaturilor agentilor termici cu suprafata

50


P = ———, /? - —— , (vezi capitolul 1) (2 .101)f, - f 2 12 12

Se calculeaza o suprafata de schimb de caldura aproximativa(se alege k’ = 4000 W/(m ■ K) ) :

S« = T ~ (2-102)

Se aleg dimensiunile placilor (constructiv) §i se determina numarul de placi :

N '—2 = — (se rotunje^te in plus) (2.103)s

(iV’- 2) - numarul de placi care participa la transferul de caldura (din totalul N' de placi, cele de capat sunt scaldate de agent termic doar pe o singura parte).

N '—lNumarul de canale pe circuit va fi : n = ------ (2.104)

Se calculeaza viteza pentru un c ircu it: w = ----- (2.105)npA

unde A este sectiunea de circulatie intre doua placi.

Daca una din viteze depa$e§te I m/s se trece la modificarea distantei dintre placi, la modificarea numarului de placi sau la adoptarea mai multor circuite ( nc )

cand se inlocuiejte A cu W .

Calculul termic defmitiv

Se urmare§te determinarea cu exactitate a coeficientului global de transfer de caldura, a suprafetei exacte §i a numarului real de placi.

Pa§ii de lucru su n t:

Se calculeaza temperaturile medii ale agentilor termici :

tm\ = tj~ - ?i = t ml - A tm daca S t , < S t 2 (2.106)

sau :

§j t m \ = t n , 2 + A t m dac& S t \ > S t 2 (2.107)

unde :S t ] - t x - ; S t 2 = t 2 - t 2 (2.108)

51


Cu temperaturile tm] §i tm2, din tabele se determina marimile fizice

caracteristice : p , A , c , V , P r ale agentilor termici.

Se calculeaza criteriile Re pentru cei doi agenti termici :

Re = ^ -L - (2.109)v

4 . s 4-a-bLuneimea caracteristica / = ----- = ------------= 2 b (2.110)

P 2-(a + b)unde: b este distanta dintre placi ;

a este latimea placii .

Se calculeaza coeficientii superficiali de schimb de caldura :

a = N u _ j * N " _ c R e m p r «2 • b 7

0 .1 4

(2.11

unde: C, m §i n sunt constante ale placilor (date de producator sau echivalate de la alte solutii constructive) ;

V f ’Vp ~ vascozitatea dinamica la temperatura medie a fluidului §i la

temperatura medie a peretelui.( 3^

Valorile rezistentelor conductive ale depunerilor — depind de natura apei.

Daca se admite o curatire periodica corecta, cel putin o data pe an, aceste valori sunt redate in tabelul 2.6.

Tabelul 2.6.

Caracteristicile apei f s: \d X 105 (m2 • °C / W)

K'^d jApa de mare 5

Apa bruta murdara 8Apa de la retea 4^-6

Apa tratata 2

Se calculeaza coeficientul global de transfer de caldura :

! = ~ + ^ > + ^ U ^ + — (2.112)k <2| Aq Aj i Aj2 (%2

cu <50este grosimea placii iar A este coeficientul de conductibilitate al materialului .

52


Se calculeaza suprafata reala de schimb de caldura §i numarul de placi :

S 0 = - ----- ~ ~ = ( N - 2 ) - s (2.113)' ^ A l ■ A t „,

N 0 = — + 2 (se rotunje§te in plus) (2.114)

Daca N 0 N ± 3% se reia calculul cu noua valoare N 0 .

Se calculeaza NTC (numar de unitati de schimb de caldura) §i eficienta termica (£) (vezi capitolul 6 - Calculul de verificare) §i se verifica mcadrarea schimbatorului in zona optima, cand £ se apropie de valoarea maxima corespunzatoare

raportului ( £ > 0,75) .Wrr m ax

Daca punctul de functionare nu se afla Tn zona optima se modifica dimensiunile placilor sau numarul lor pana cand NTCmax §i £ ajung la valori optime.

53


3. s c h i m b A t o a r e d e c A l d u r A c o n d e n s a t o a r e( CU SC HI MB ARE A STAR 11 DE AG REG ARE A AGENTULUI TERMI C)

Schimbatoarele de caldura condensatoare se folosesc pentru a incalzi un agent termic secundar pe baza caldurii latente de condensare a unui agent termic primar (de obi cei abur saturat).

Solutiile constructive pot varia foarte mult Tn functie de aplicatia schimbatorului de caldura.

Astfel, pentru domeniul frigorific se folosesc condensatoare din tevi cu aripioare deoarece este necesara extinderea de suprafata pe partea agentului gazos (de obicei aer) pentru a echilibra transferal de caldura cu cel din condensatie (cu 3 - 4 ordine de mSrime mai mare). In aceasta situatie, condensarea se produce la interiorul tevilor.

In domeniul industrial §i mai ales in instalatiile de incalzire zonala (in cadrul CET-urilor) se folosesc condensatoare din plSci. Aceste solutii constructive nu vor fi analizate in prezentul capitol constituind un capitol separat.

In continuare se va detalia constructia §i dimensionarea schimbStoarelor de caldura este de tip multitubular, cu fasciculul de tevi prinse intre placi tubulare. Aceste schimbatoare sunt de obicei cu mai multe treceri pe partea agentului secundar §i se realizeaza in solutie elasticS (cu fund mobil) datorita diferentelor de temperatura mari ce pot apSrea mtre manta §i tevile din fascicul, determinand eforturi de dilatare diferentiata peste limitele admisibile.

Traseul celor doi agenti termici se alege astfel: la exteriorul tevilor se gase§te aburul iar la interiorul tevilor va circula apa. La traseul de abur trebuie avute in vedere doua proprietSti importante ale fenomenului de condensare:

• coeficientul de transfer de caldura in condensare nu depinde de viteza aburului, deci nu este necesar sa se ia vreo masura pentru dirijarea traseului aburului sau pentru marirea vitezei lui de curgere;

• coeficientul de transfer de caldura in condensare este puternic influentat de prezenta gazelor necondensabile care se acumuleaza la partea de sus a condensatorului §i deci trebuie evacuate permanent prin robinetul de dezaerisire.

Schema constructiva a condensatorului se prezinta in figura 3.1. Pentru simplificarea desenului se prezinta o solutie cu 2 treceri.

Condensatoarele se executa de regula cu tevile in pozitie orizontalS deoarece condensarea pe suprafete orizontale nu ridica problemele complicate de evacuare a stratului de condens care apare la suprafetele verticale. Numai in conditii bine justificate, cum ar fi unele schimbatoare de caldura tehnologice, se justifies amplasarea verticals.

54


l.fascicol de tevi; 2.manta; 3.flan§e; 4.placa tubulara fa(a; 5.placa tubulara spate; 6.capac fa{a; 7.capac spate; 8. §tut intrare abur saturat; 9.perete sectional; 10.§tuturi de intrare/ie§ire agent termic secundar;

ll.?tut iefire condens; 12.oala de condens;13.capac inchidere spate; 14.§tuturi golire/desaerisire.

Fig. 3.1. Schema constructiva a condensatorului

Pentru calcul trebuiesc se precizeaza urmatoarele elemente (definitorii pentru stabilirea solutiei constructive §i efectuarea dimensionarilor din calcule termice):

- Solutie constructiva : schimbator de caldura condensator;agent primar - abur saturat;agent secundar - apa;cu mai multe treceri, orizontal.

- Debitul de caldura nominal (util) : Qllt [kW] ;- Presiunea aburului (saturat) la intrare : pah [bar] ;- Temperaturile de intrare §i ie§ire ale agentului secundar : t2' , t2"

ECUATIA DE BILANT TERMIC

Ecuatia de bilant termic este data de relatia:

Qu t = r liz' G ab-rab = G ;1-Ca- ( t 2 - t ' 2 ) = k - S 0 -Atm [W] ( 3J )

unde : r/i: este randamentul schimbatorului de caldura ; rab - caldura latenta de vaporizare la presiunea de saturatie pabin [J/kg]; ca - caldura specifica medie a apei pe intervalul t2’ ... t2” in [J/(kg-K)]; k - coeficient global de transfer de caldura in [W/(m2-K)];Su - suprafata utila de transfer de caldura a schimbaturului in [m2];Atm - diferenta medie logaritmica de temperatura intre agentii termici in [°C].

55


Temperatura medie a agentului primar este temperatura de saturatie tm, §i este constanta tn tot procesul de transfer de caldura deoarece procesul de condensare este izobar-izoterm.

Temperatura de saturatie se determina in functie de presiunea de saturatie a aburului p ab (exprimata tn valoare absoluta) din tabele de proprietati termodinamice. Tot din tabele se determina §i caldura latenta de condensare rah , la aceeafi valoare a presiunii.

Randamentul schimbatorului de caldura (randamentul izolatiei), tinand seama de faptul ca mantaua exterioara este bine izolata termic, se alege ?/„ = 0,98 - 0,995.

Debitul de agent termic secundar se determina din relatia:

G = Q "(3.2)

Debitul de abur rezulta din ecuatia de bilant:kg s

r _ _ Q uab

(3.3)n,, ra,

CALCULUL DE PREDIMENSION ARE AL CONDENSATORULUI

Numarul de tevi prin care circula agentul secundar, apa, se determina din ecuatia de continuitate. Sectiunea de curgere pe partea apei este “Sc” §i se determina din relatia:

k lP“ ' w« (3.4)

Pentru densitatea p u se determina valoarea corespunzatoare temperaturii t2„, din tabele sau cu relatia de regresie pu = f (temp) . Viteza apei wa se alege intre 0,5 fi 1,5 m/s, de regula cu valoarea medie de 1 m/s.

O prima valoare pentru numarul de tevi pe fiecare trecere este data de relatia:

4 (3.5)

Valoarea obtinuta nu se rotunjefte in aceasta etapa de calcul, ramanand deocamdata la valoarea reala (neconstruibila) obtinuta. Rotunjirea la o valoare construibila se va face ulterior, dupa determinarea numarului final de treceri.

Tevile pentru schimbatoare de caldura au un diametru mic deoarece cu cat este mai mic diametrul cu atat este mai intens transferul de caldura. Tevile uzuale sunt (diametrul exterior mm x grosimea peretelui mm) 016x1; 018x1,5; 020x2; 025x2,5. Diametrul interior al tevii </, rezulta in consecinta.

56


Numarul total de tevi se determina ca valoare preliminary din ecuatia globala de schimb de caldura. Pentru a putea face acest calcul trebuie insa impusa (din experienta de proiectare) o valoare estimativa pentru coeficientul global de transfer de caldura. Difereta de valoare intre coeficientul global de transfer de caldura impus §i cel real din calculul termic definitiv va fi compensate ulterior prin modificarea suprafetei finale de transfer de caldura fata de varianta de predimensionare, modificare ce se va realiza prin varierea lungimii fascicolului de tevi. Intr-o prima aproximatie se presupune coeficientul global de transfer de caldura : k ’ = 1500 - 1800 W/(m2 K).

Diferenta medie de temperatura se calculeaza, conform schemei de evolutie a temperaturilor din figura 5.2 , cu relatia:

unde Atmax §i Atmin sunt diferentele de temperatura dintre cei doi agenti termici, la extremitatile schimbatorului de caldura, cu valorile maxima sau minima.

Se alege in continuare o lungime de schimbator de caldura L' cu o valoare corespunzatoare pentru instalatia in care va functiona sau, daca nu are o destinatie speciala, cu o valoare cuprinsa intre 2 §i 4 m.

Numarul total de tevi care formeaza suprafata de schimb de caldura S'0 este:

AtA t max r; - r;

inIn

- r2 (3.6)

t[°C] t.

So> S [m2]

Fig. 3.2- Diferenta medie de temperaturi

In acest caz suprafata preliminara de schimb de caldura este:

(3.7)

(3.8)

57


unde diametrul mediu al tevii este : dm = (de+ d;) / 2 .Cu aceste valori preliminare, pentru numarul de tevi pe o trecere §i numarul

total de tevi, se poate determina numarul preliminar de treceri ale schimbatorului de caldura:

N'N ' = T 0 T 1 ’ TD

N t' (3.9)

Numarul de treceri la un schimbator de caldura poate avea valorile (1- corespunzator schimbatorului de caldura cu o singura trecere) 2 , 4 sau 6.

In general nu se construiesc schimbatoare de caldura cu mai mult de 6 treceri deoarece apar complicate constructive. Daca N ’n{ depa§e§te 6 se accepta valoarea limits de 6. In consecinta se rotunjeste valorea lui N ’TR la valoarea cea mai apropiata a valorilor Tntregi N TR = 2, 4 sau 6.

A§ezarea tevilor in corpul schimbatorului de caldura se face dupa o dispunere echidistantS a tevilor. Astfel, pe hexagoane concentrice se amplaseaza tevile in colturi, pe primul hexagon fiind amplasate 6 tevi, iar Tn continuare, la urmatorul pas “ s " este urmStorul hexagon care are tevile a§ezate Tn colturi plus o teava pe fiecare laturS. Urmatoarele hexagoane primesc progresiv fiecare cate o teava Tn plus pe fiecare latura. Schema de a§ezare este prezentatS pe larg Tn capitolul 2, pentru schimbatoare de caldura cu 2; 4 sau 6 treceri.

Rezulta din a§ezarea pe hexagoane ca schimbatoarele de caldura, Tn functie de numarul de treceri, au un anumit numar posibil de tevi (tinandu-se cont de cele la care se renunta din cauza peretilor desp&rtitori din capace), discretizat Tn trepte . Mai este de mentionat ca la un numar mare de tevi, apare o distanta relativ mare Tntre latura hexagonului pe care se a§eazS tevile §i cercul reprezentand conturul interior al mantalei. In aceste cazuri, pentru o mai uniforma umplere a spatiului din interiorul mantalei, se mai adauga 1; 2 sau chiar 3 randuri incomplete de tevi, a$a cum se arata Tn figura 3.3.

In final, se determina Tn functie de numarul de treceri: numarul total de tevi ( NTOt ), numarul de tevi pe o trecere ( Ntj ). numarul (virtual) de tevi de pe o diagonala mare a hexagonului exterior ( ND1AG ) si, pentru schimbatoarele de caldura cu un numar mare de hexagoane, numarul total de tevi suplimentare ( NSUp ) §i numarul de tevi suplimentre pe o trecere ( NSUp_Nt! ).

In principal trebuie ales un numar total de tevi NTOt cat mai apropiat de N ’Tot rezultat din calcul, desigur Tn categoria de schimbator de caldura cu numarul de treceri Ntr ales.

Pasul s al tevilor este diametrul exterior al tevilor plus 8 - 1 2 mm. Cu cat pasul este mai mic cu atat schimbatorul de caldura este mai economic din punctul de vedere al consumului de metal. Dezavantajul este Tnsa ca un schimbator de caldura cu pas mic intre tevi este mai greu de realizat tehnologic. In constructiile uzuale distanta Tntre tevi se ia 6 - 10 mm. Rezulta pasul tevilor, pentru diametrul exterior de ales anterior: s= de + (0 ,006-r 0,012) [m] (3.10)

58


Fig. 3.3. - Completarea spatiului dintre hexagoane §i conturul mantalei

Distanta intre marginile exterioare ale tevilor cele mai departate de centru §i diametrul interior al mantalei D, se nume§te joc inelar al tevilor in manta §i se alege cu o valoare k() cuprinsa intre 8 §i 12 mm.

Grosimea minima a peretelui mantalei este de 4 mm, dar poate fi mai groasa daca calculul de rezistenta impune acest lucru sau daca mantaua este facuta din teava standardizata la care peretele cel mai subtire este mai gros de 4 mm.

In cazul cand mantaua se face din tabla ruluita, diametrul interior al mantalei este chiar D, . Daca se alege solutia de a utiliza ca manta o teava standardizata si nu exista teava standardizata cu diametrul D , , atunci D, se rotunjejte la valoarea imediat superioara a celei mai apropiate tevi. In general m acest caz se revine asupra pasului s dandu-i-se o valoare mai mare, pentru a uniformiza a§ezarea tevilor in manta.

La schimbatoare de caldura cu agenti termici care nu-§i schimba starea de agregare a§ezarea fascicolului hexagonal de tevi in manta este indiferenta in raport cu

59


a - fascicol coridor (in linie) cu tevi echidistante; b - fascicol e§icher (decalat) cu tevi echidistante; c - fasciciol G1NABAT; d - exemplu de realizare prctica

Fig. 5.4. Ajezarea tevilor in fascicol

pozitia de montaj a schimbatorului. La condensatoare insa se pune problema importanta a evacuarii condensului de pe suprafata tevilor, astfel ca tevile sa aiba o pelicula cat mai subtire de condensat, §tiut fiind faptul ca valoarea coeficientului de transfer de caldura la condensare este cu atat mai mare cu cat rezistenta termica a peliculei de condensat este mai mica §i deci cu cat grosimea peliculei de condensat este mai mica. Solutia de a§ezare a tevilor, in conditiile in care totdeauna condensul curge gravitational, este a§ezarea intr-un fascicol GINABAT . Caracteristic acestui fascicol este ca axa verticala a tevii dintr-un rand superior este tangenta la conturul tevii randului inferior. Intr-o astfel de a§ezare condensul produs pe o teava se scurge tangent pe randul inferior §i astfel nu se produce un strat gros de condens pe randurile inferioare. Astfel, pentru orice teava din fascicol, permanent trei sferturi din suprafata de transfer de caldura este degrevata de condensul produs pe alte tevi.

O astfel de a§ezare rezulta din rotirea cu un unghi 6 a unui fascicol orizontal obijnuit cu tevi echidistante, dupa distributia pe hexagoane. Schema fascicolului normal §i a celui rotit cu unghi 9 astfel incat sa devina Ginabat este prezentata in figura 3.4 .

60


Rotirea fascicolului de tevi nu presupune §i rotirea mantalei, care ramane cu ftutul de intrare a aburului pe coama orizontala superioara §i ftutul de evacuare a condensului pe coama inferioara.

COEFICIENTUL GLOBAL DE TRANSFER DE CALDURA

Coeficientul global de schimb de caldura ko se determina ca valoare inversa a rezistentei termice totale la transfer de caldura, adica a sumei rezistentelor termice:

k 1 0 1 1

■ I '

Wm ' K

(3.11)

a A a ,a cond

unde : aa este coeficientul de convectie de la apa la teava,«ami - coeficientul de transfer de caldura prin condensare,E(S/X) - rezistenta termica conductiva a peretelui tevii §i a depunerilor.

Pe partea apei, transferul de caldura este de tip convectiv, in regimpermanent, fara schimbare de stare, curgere prin interiorul tevilor.

Viteza wa trebuie recalculata deoarece modificarea numarului de tevi de la Nt’i la Nt| a dus la modificarea sectiunii de curgere Sca ?i deci a vitezei wa.

G,n ■ d.

Pa ' Nt \ ---- :

(3.1:

Pentru determinarea aa este necesara cunoajterea unor parametrii caracteristici agentului primar. Se determina, din tabele, pentru temperatura medie a apei t2m:

- vascozitatea cinematica, va ;- conductibilitatea termica, Xa ;- criteriul Prandtl, Pra .

Relatia criteriala pentru transferul de caldura este functie de turbulenta curgerii, deci de criteriul Re. Se calculeaza criteriul Re, tinand seama ca lungimea caracteristica este diametrul interior al tevii :

Re, = ' d> (3.13)va

In functie de valoarea obtinuta pentru Re se poate aplica una dintre relatiile criteriale urmatoare:

pentru Re^ > 10000 : N u a — 0.024 • Re°’8 • Pr°'4 (3.14)

61


• pentru 2300 < Rea < 10000 : N u a = 0 .0 2 4 -R e f - P r " '4- ^ (3.15)

unde £f>e = 1- 6.105.Re~18

• pentru Re < 2300

Nu , = 3,65 +

1 + 0.045 ■ C‘ Re -Prf a ° L-‘,

n 0,66(3.16)

y

Lungimea “Lt” a tevilor se presupune L( - Lt (lungimea preliminary) , urmand sa se revina cu o iteratie dupa determinarea valorii reale, la terminarea calculului.

Coeficientul de transfer de caldura de la apa la peretele interior al tevii se determina utilizamd relata:

Rezistenta termica a peretelui tevii este {50/X0i), in care S„i este grosimea peretelui de otel al tevii §i XQ\ conductibilitatea termica a otelului ( l ai = 50 W /(m .K )).

Rezistenta termica a depunerilor de piatra (S /lp ) pe peretele interior al tevilor este mare, ea constituind principala rezistenta in schimbul de caldura. Valorile rezistentelor termice ale depunerilor, functie de calitatea apei. de viteza de curgere §i de temperatura medie a agentului termic sunt date in tabele.

Transferul de caldura la condensare este de tip convectiv cu schimbare de stare. Procesul de transfer se petrece in stratul limita de condens (lichid) care s-a format pe peretele exterior al tevii. De aceea toti paramatrii fizici ai agentului termic se vor referi la apa la temperatura de saturatie.

Pentru temperatura de saturatie tsm se determina urmatorii parametri fizici:- vascozitatea cinematica, vc,- conductibilitatea termica, Ac,- densitatea, pc .

La condensatoarele orizontale relatia criteriala de calcul a transferului de caldura este:

Nutmd = 0,652 - { G a P r K u f 25 (3. 18)

62


■ Kd, m ■ K

Explicitand criteriile de similitudine se obtine relatia:

a„ nd =0,652-[( g - Z - P r - r + T * r 1 10,25

w

I Vr ' d, J v. >m 2 K

(3.19)

(3.20)

din care va rezulta acond :

/ \0.25

a cmd ~~ Cl '1

j

W i m2 ■ K

(3.21)

In aceasta relatie Atsp este diferenta de temperatura dintre temperatura de saturate tm, §i temperatura peretelui tper . Deoarece temperatura peretelui nu este cunoscuta dar celelalte elemente sunt cunoscute, relajia se pune sub forma unei constante C: (calculabila) care multiplica o functie de At,p .

Se calculeaza constanta Ci:

C, = 0,652- 8 - % ’ P c ' r a b ]

0,25

V "-d m(3 .22 )

unde g este acceleratia gravitationala : g = 9,81 m/s2.

Pentru determinarea diferenfei de tem peratura//^, se scrie ecuatia de egalitate

W 1 (3.23)q = k ■ Atm - a coni ■ Atspm

intre fluxul unitar global de caldura §i fluxul unitar superficial prin condensare de la abur la peretele exterior al fevii:

Deoarece coeficientul global de transfer de caldura k se poate scrie, introducand constanta C-> cu relatia de definire : 1 x

(3-24)a,

sub forma:k=- (3.25)

a . . .

- + C,

se pot explicita toti termenii §i se ajunge la o ecuatie de determinare a diferentei de temperatura Atsp de forma:

63


> = * . - ^ - 7 b & = ° <3 '26)sp

Aceasta ecuatie se rezolva prin metode de calcul numeric, prin incercari convergente sau prin reprezentare grafica. Valorile extreme intre care se poate gasi Atsp sunt 0 §i Atm (uzual se restrange intervalul intre 3 §i 15 grade).

Metoda incercarilor convergente consta in a introduce valorile Atspmin §i At,pmax in ecuatia (3.26) §i a determina valorile ymi„ §i ymax, care tebuie sa fie de semn contrar pentru ca intre ele sa se afle valoarea 0 care corespunde radacinii Atsp a ecuatiei. Se calculeaza apoi valoarea : Atspmed = (Atspmax + Atspmin) / 2 §i din ecuatia (5.30) valoarea lui ymed. Se constata care este semnul lui ymed §i el devine limita noului interval de cautare a radacinei : daca ymed este pozitiv urmaza ca la urmatoarea iteratie Atspmin sa se ia cu valoarea Atxpmed ; daca ymed este negativ urmaza ca la urmatorul calcul sa se ia Atspmax cu valoarea Atspmed. Iteratiile continua, intervalul restrangandu-se la fiecare calcul la jumatate. Aceasta descrejtere geometrica de restrangere a intervalului duce ca dupa foarte putine iteratii intervalul in care se afla valoarea exacta a lui Atsp sa fie restrans la 0,5 grade. In acel moment calculul este suficient de precis $i se ia ca rezultat final, cu o eroare sub 0,25 grade, valoarea de mijloc a intervalului : Atsp= (Atspmin + Atspmax) / 2.

VALORI FINALE SI LUNGIMEA SCHIMBATORULUI DE CALDURA

Determinarea lui Atsp permite in continuare determinarea tuturor parametrilor de transfer de caldura : aamd din relatia (3.2!) §i A: din relatia (3.25).

Suprafata totala de schimb de caldura necesara condensatorului se calculeaza din relatia:

s 0 = t % - k l (3 .2 7 )k • A tm

Rezulta lungimea condensatorului (lungimea tevilor din fascicul) :

Lt= .. 5,1 , M (3-28)Nt -K -dm

Lungimea schimbatorului de caldura se rotunjejte constructiv la valoarea superioara de 0,1 m.

Deoarece in calculul preliminar s-a ales o lungime de condensator convenabila, cea rezultata din calculul exact nu va fi mult diferita prin valoarea exacta a coeficientului global de transfer de caldura. Astfel, daca este acceptata valoarea finala a lungimii, calculul condensatorului se considera incheiat.

64


4. SCHIMBATOARE DE CALDURA CU ACUMULARE PENTRU PREPARAREA APEI CALDE DE CONSUM.

4.1. NECESARUL DE APA CALDA DE CONSUM §1 SCHEME DE PREPARARE.

In cadrul constructiilor, atat civile cat si industriale, apare necesitatea asigurarii unei productii de apa calda folosita fie Tn scopuri casnice (spalare, gatit), fie Tn procese tehnologice. In cele ce urmeaza ne vom referi strict la acoperirea necesarului de apa calda pentru utilizare casnica (personala, a celor ce desfa?oara activitati sau locuiesc Tn cladirea ce se are Tn vedere), consumul industrial fiind o problema distincta atat datorita metodicilor de dimensionare utilizate cat §i datorita solutiilor tehnice aplicate.

Pentru apa calda de folosinta casnica se folosesc doua denumiri, ambele corecte §i ambele valabile : „apa calda de consum" (prescurtat notata uzual a.c.c.) §i „apa calda menajera” (prescurtat notata uzual a.c.m.). In cele ce urmeaza va fi folosit numai termenul de „apa calda de consum" strict pentru uniformitatea exprimarii, fara insa ca aceasta sa reprezinte o indicatie favorizanta pentru folosirea acestei terminologii.

Utilizare a.c.c. se face Tn cadrul instalatiilor sanitare interioare ale unei cladiri prin intermediul armaturilor simple sau amestecatoare ce se Tntalnesc la chiuvete, lavoare, spalatoare, du§uri, bai, bideuri etc.

A.c.c. se produce Tn sisteme de Tncalzire specifice, Tn flux, cu acumulare sau mixt. Siatemele de producere se amplaseaza fie Tn cadrul centralei termice a cladirii sau apartamentului, fie separat, Tn unele cazuri de producere locala.

Dimensionarea necesarului de flux de caldura pentru producerea a.c.c. se face cu ajutorul relatiei de calcul:

Q acc — G acc . p apa . Capa . ( t ac t ar) [ (4.1)unde: - Q ’aa. este fluxul de caldura transmis debitului de apa calda preparat;

- G ’acc reprezinta debitul de apa ce se Tncalze§te [m3/s];- papa este densitatea apei la temperatura medie, egala cu 995 kg/m3;- capa este caldura specifics a apei §i are valoarea 4186 J/(kg-K);- tac este temperatura pana la care se Tncalzejte apa de consum §i este cuprinsa

Tntre 45 §i 60 °C; se va folosi valoarea cu care s-a lucrat de catre proiectant Tndimensionarea instalatiei de alimentare cu a.c.c (caz Tn care tot din proiect seiau $i debitele de alimentare G 'acc) sau 60 °C daca nu exista alta indicatie;

- tar este temperatura apei reci de alimentare §i se ia conventional egala cu 10 °C.

65


Dimensionarea cantitatii de caldura Tnglobate Tntr-o cantitate de apa (stocata) se determina cu relatia :

unde: - <2 "acc este cantitatea de caldura Tnmagazinata Tn masa de apa calda stocata;- G "acc reprezinta volumul de apa calda stocata [m3];- ta, este temperatura de stocare §i este in general 60 °C.

Legatura intre o cantitate de caldura (stocata) §i fluxul de caldura ce a stat la baza producerii acumularii Tntr-un rezervor de stocaj este : Q ” acc = Q 'a c c • T unde i reprezinta timpul Tn secunde cat debitul de apa calda produs pe baza fluxului Q ’acc a fost stocat.

Este important de sesizat semnificatia acestei legaturi prin implicatiile la nivelul dimensionarii sistemelor de producere a.c.c.

Deoarece consumul de apa calda nu reprezinta o constanta, acoperirea necesarului de caldura pentru producerea de apa calda Tnseamna de fapt acoperirea celei mai dezavantajoase situatii de consum, restul situatiilor fiind implicit acoperite. Necesarul de caldura se determina dintr-o relatie de tipul :

Q max “ G max . Papa • apa . (tac — tar) [J] (4.3)

unde G ”,mtx reprezinta cantitatea (volumic) de apa calda cosumata Tn perioada varfului de consum (perioadei semnificative cu consumul cel mai mare). Metodologia de identificare §i stabilirea parametrilor de debit, timp §i cantitate pentru varful de sarcina se va prezenta Tn cadrul specialitatii de Instalatii Sanitare.

Astfel, Tnseamna ca sistemul de preparare a.c.c. se va dimensiona pentru a respecta conditia:

Q max — Q acc + Q acc • ^varf consum S aU (4.4)

[ J ] (4.2)

max G acc • Papa • -apa • (tac tar) G acc . papa • Capa . (tac tar) . Tvgrfmax consum

cu exprimarea cantitativa:

G max acc G acc . TVarf consum [nr5] sau (4.5)

max • Papa ^ acc • Papa G acc • varf consum • Papa

66


Se disting in practica trei moduri de asigurare a necesarului de a.c.c. pentruun anumit beneficiar:

producerea exclusiv instantanee (Q ”acc = 0 iar Q ’acc are valoare maxima), caz in care schimbatoarele de caldura in flux preparatoare de a.c.c. trebuie sa acopere necesarul varfului de consum;

producerea combincita tn flux §i cu acumulare, caz in care pentru acoperirea varfurilor de sarcina se conteaza pe ambele surse de caldura (Q ”acc §i produsul dintre timpul de cosum al varfului de sarcina §i Q ’acc , acestea fiind de acela§i ordin de marime, comparabile);

producerea cu acumulare, caz in care cantitatea de apa calda produsa in sistem instantaneu este neglijabila pe perioada consumului maxim (nu se conteaza pe aceasta), intregul cosum fiind asigurat din rezerva acumulata (Q ’acc ~ 0 iar Q ”acc are valoare maxima).

In consecinta, pentru stabilirea necesarului de caldura pentru producerea a.c.c. este necesara cunoa§terea a doua elemente fundam ental:

- debitul §i cantitatea de a.c.c. pentru perioada de consum de varf;- solutia de preparare a.c.c.

Debitele §i respectiv cantitatile de a.c.c. corespunzatoare perioadei de consum de varf se calculeaza dupa metodologii diferite in cazul unui numar mic de apartamente (caz in care conditiile de simultaneitate ale consumatorilor nu se pot aprecia pe baze statistice) sau in cazul unui numar mare de apartamente (caz in care conditiile de simultaneitate ale consumatorilor sunt definite statistic).

In cazul instalatiilor mici, sub 10 apartamente sau echivalent, nu este posibila determinarea debitului de calcul pentru prepararea apei calde de consum pe baza rezultatelor statistice deoarece coeficientii de neuniformitate nu mai pot fi determinate cu precizie. Astfel, in ciuda mentinerii valabilitatii valorilor medii zilnice de consum pe persoana sau activitate, nu se mai poate face legatura cu debitul de calcul prin intermediul unei marimi statistice (coeficientul de neuniformitate) datorita numarului mic de consumatori.

Astfel, va fi necesara aprecierea, de la caz la caz, a nivelului de folosire simultana a apei calde pentru consumatorii din sistemul ce se calculeaza §i a debitului specific fiecarui consumator, pentru a se determina in final consumurile maxime (necesare la dimensionarea termica).

Pentru aceasta apreciere este necesara cunoa§terea situatiei dotarii cladirii cu armaturi de furnizare a.c.c. §i estimarea, pe categorii, a numarului de utilizatori §i a programului de utilizare probabil.

67


Producerea a.c.c. in sisteme „ instantanee” , fara acumulare:

In acest caz debitul de a.c.c. este asigurat exclusiv prin intermediul unor schimbatoare de caldura in flux. Aceste preparatoare de a.c.c. se mai numesc in tehnica §i ,,preparatoare instantanee” deoarece nu exista acumulare, intregul necesar de caldura fiind furnizat in perioada de consum. Dimensionarea termica este simpla, plecandu-se de la relatia:

Qinstalat — Q calcu l ■ Papa ■ ^apa ■ ( fac — W ) [ ^ I ( 4 . 6 )

Se obtine astfel sarcina termica util a necesara Q,„sluiai urmand a se alege un preparator instantaneu potrivit.

In afara criteriului de putere termica utila, alegerea trebuie sa mai tina cont de situatia reala din teren privind alimentarea cu combustibil §i eventualele cuplari cu alte sisteme (termoficare, incalzire de zona, mcalzire locala etc.). Agentul termic primar poate fi constituit de gaze de ardere, apa calda, apa fierbinte sau (numai pentru debite foarte mici, in general o singura armatura de apa calda) sisteme alimentate electric functionand pe baza efectului Joule.

Este importanta cunoajterea avantajelor §i dezavantajelor acestui sistem:

Avantaje:o asigurarea posibilitatii de acoperire completa §i sigura a necesarului de a.c.c. la extindere in timp a perioadei de consum maxim peste cea estimata la calculul necesarului de caldura;o ujurinta de automatizare datorita numarului relativ mic de componente ale sistemului fata de celelalte solutii; o gabarit redus;o minimizarea pierderilor de caldura prin suprafetele exterioare ; o posibilitate de marire a sarcinii instalate in cazul folosirii schimbatoarelor cu placi.

Dezavantaje:o necesar maxim (intre sistemele de producere a.c.c.) de sarcina termica instalata; supradimensionare maxima fata de necesarul mediu zilnic;o necesitatea pornirii sistemului de alimentare cu agent termic primar la aparitia oricarui consum, cat de mic (in practica se stabile§te un nivel minim de consum sesizat de instalatie; sub acest consum instalatia nu pornejte §i deci nu produce apa calda);

68


o depa§irea ca valoare a debitului de calcul duce la neatingerea parametrilor nominali pentru a.c.c ;o scaderea parametrilor agentului primar implica Tntotdeauna scaderea parametrilor a.c.c. (la functionarea pe debitul de calcul);o defectiunile aparute pe circuitul agentului primar sunt resimtite imediat §i nemijlocit de consumatorii de a.c.c. (lipsa agentului primar duce imediat la imposibilitatea prepararii de agent secundar);

Analizand avantajele §i dezavantajele enumerate anterior, se poate trage concluzia ca sistemul de producere „instantanee” pentru a.c.c. :

- nu este recomandabil Tn cazul sistemelor mari (sarcini termice importante) cu variatii semnificative de debit necesar pe parcursul unui ciclu de functionare, deoarece aceasta implica supradimensionarea nejustificata a sarcinii termice instalate, cu efecte la nivelul investitiei Tn sistemul de producere a.c.c. (schimbatoare de caldura) §i la nivelul investitiei Tn prepararea fi/sau transportul agentului primar; ca exemple de consumatori mari cu variatii mari de debit de a.c.c. necesar (Qcaia,i fata de Qmein,,) se pot da hotelurile, cantinele, du§urile centrelor sportive sau ale Tntreprinderilor, caminele de Tntreprindere etc.;

- se recomanda Tn cazul consumurilor cu grad mic de variatie jurnaliera (cartiere mari de locuinte cu specific de ocupare - categorii sociale §i de varsta - variat §i complex);

- se recomanda Tn cazul aplicatiilor mici. cu caracter discontinuu, la care sarcina termica de Tncalzire deja instalata este suficienta §i poate fi comutata, fara aparitia disconfortului, pe regimul de producere a.c.c.; ca exemplu se poate da cazul unui apartament cu Tncalzire centrala proprie, suprafata mare §i numar de ocupanti scazut (suprafata mare determina un necesar mare de caldura pentru Tncalzire iar numarul mic de ocupanti determina debite de calcul mici);

- se recomanda pentru marirea capacitatilor de producere a.c.c. ale sistemelor medii sau mari existente datorita faptului ca spatiul ocupat de sistem este relativ redus §i se poate minimiza sau elimina investitia suplimentara Tn cladiri; mai mult, la sistemele mari, marirea de necesar nu produce Tn general probleme la nivelul asigurarii debitului mediu zilnic ci la nivelul asigurarii varfurilor de sarcina, caz Tn care intrarea rapida Tn functiune a sistemelor suplimentare de tip „instantaneu” reprezinta un avantaj.

Sistemele mari instantanee sunt reprezentate de instalatiile de schimbatoare de caldura (Tn general cu placi) montate Tn centrale sau puncte termice §i folosind ca agent primar apa calda de Tncalzire sau apa fierbinte.

In cazul instalatiilor mici, paleta de optiuni este mai variata. Sistemele pot avea ca agent primar, pe langa apa calda de Tncalzire sau apa fierbinte, gazele de ardere sau energia electrica prin efectul Joule.

69


Asigurarea combinata a necesarului de a.c.c. in flux si cu acumulare :

In acest caz, pentru asigurarea necesarului de caldura pentru prepararea a.c.c. se conteaza atat pe sarcina termica instalata in sistemele de tip „instantaneu” cat §i pe caldura acumulata intr-un volum stocat de apa calda.

Bilantul termic ce se poate stabili este dat de relatia:

Q c a l c u l ■ T v a r f — > K . Q j i • ^varf / [Papa • ^apa • (tac - tar)] + v acum [nr’] (4.7)

unde :- rv3rj reprezinta timpul in secunde de prezenta a consumului maxim Qai\a, \ ;- Qa este marimea sarcinii termice utile instalate pentru producerea a.c.c. [W] ;- Vacum reprezinta volumul, in m , de apa calda la parametrii nominali, stocat §i

disponibil la inceputul perioadei de consum maxim;- )K este coeficient de sarcina partiala fata de functionarea la parametrii nominali

§i are valoarea 0,7 pentru boilerele moderne cu serpentina imersata §i / pentru sistemele dotate cu schimbatoare in flux separate.

Datorita faptului ca in ecuatia de bilant anterioara se gasesc doua necunoscute- Qu ?i Vaa,m ~ rezulta imposibilitatea determinarii ambelor marimi. In consecinta, va trebui presupusa una dintre marimi §i determinata cealalta. In urma determinarii unui numar de solutii posibile, prin impunerea respectarii anumitor conditii restrictive de ordin tehnologic §i de ordin fizic (amplasament) se va mic§ora numarul de variante posibile. Din variantele posibile ramase se va alege cea care implica un cost minim anual de exploatare (suma dintre rata de amortizare si cheltuielile de exploatare, pentru un an calendaristic de functionare).

Este importanta cunoajterea avantajelor si dezavantajelor acestui sistem:

Avantaje:o se elimina necesitatea pomirii sistemului de alimentare cu agent termic primar la aparitia oricarui consum, cat de mic;o asigurarea necesarului de a.c.c. la depajirea ujoara a cantitatii de apa calda consumata in perioada de varf;o sarcina termica instalata in concordanta cu sarcina termica rezultata din consumul mediu zilnic; rezulta o investitie moderata in conditiile unei grad mare de asigurare a parametrilor nominali;o posibilitate de marire a sarcinii instalate in cazul folosirii schimbatoarelor cu placi;

70


o sistem modern, pretabil la automatizari complexe cu efecte benefice la nivelul randamentului global al sistemului; o elasticitate in functionare;o posibilitatea de furnizare a unei cantitati de a.c.c. in cazul unei avarii la asigurarea sarcinii termice instalate; avariile scurte la sistemul de preparare a.c.c. pot trece nesesizate la nivelul consumatorilor.

Dezavantaje:o este necesar un sistem mai complex de automatizare datorita numarului relativ mare de componente ale sistemului fata de celelalte solutii;o fiabilitate mai scazuta decat la celelalte solutii datorita numarului relativ mare de componente ale sistemului.

Analizand avantajele §i dezavantajele enumerate anterior, se poate spune ca sistemul de asigurare combinata a.c.c. :

- se recomanda in cazul aplicatiilor mici, cu caracter discontinuu, la care sarcina termica de incalzire deja instalata este suficienta §i poate fi comutata sau defalcata, fara aparitia disconfortului, pe producerea de a.c.c.; ca exemplu se poate da cazul unui apartament sau grup de apartamente cu incalzire centrala proprie §i ocupare, ca numar de persoane, medie sau mare (caz cand sistemul „instantaneu” fara acumulare nu face fata);

- este recomandabil in cazul tuturor sistemelor cu variatii medii §i mari de debit necesar pe parcursul unui ciclu de functionare; ca exemple de consumatori ce se preteaza foarte bine la acest tip de producere a.c.c. se pot puncta: motelurile §i hotelurile, restaurantele, spitalele, centrele comerciale, zonele rezidentiale etc.;

se recomanda, ca solutie de transformare a sistemelor „instantanee” existente (pastrand sarcina termica instalata), in cazul in care se dore§te marirea debitului de a.c.c. de furnizat pe perioada de consum maxim.

Producerea a.c.c. in sistem de acumulare:

Prepararea a.c.c. in sistem de acumulare este ca principiu (schema functionala) identica cu prepararea combinata, cu doua precizari:

- suprafata de transfer de caldura este intotdeauna cuprinsa in volumul deapa;- sarcina termica instalata este foarte mica in raport cu nevoile de consum.

Prima precizare rezulta din necesitati constructive - utilajele de acest tip trebuie sa fie compacte §i u§or de montat §i utilizat, fapt pentru care nu se justifica in nici un caz o solutie cu elemente multiple ce ar trebui racordate intre ele.

Cea de-a doua precizare este de fapt insa§i esenta acestui tip de preparare, facand diferenta fata de prepararea mixta. Tocmai prin raportul foarte mic dintre

71


sarcina termica instalata si sarcina termica necesara in perioada de consum de varf aceasta schema dobandejte particularitate, diferentiindu-se ca utilizare de celelalte scheme de preparare a.c.c.

Bilantul ce se poate serie este dat de relatia:

Qcalcul • ^varf — • Q ii • ^varf / [Papa • Capa • (tac f i i ) I + ^acu m [^ n ] ( 4 . 8 )

unde :- rn-irf reprezinta timpul in secunde de prezenta a consumului maxim Qcaia,i \

Qa este marimea sarcinii termice utile instalate pentru producerea a.c.c. [W] ;Vaciim reprezinta volumul, in nr', de apa calda la parametrii nominali, stocat §i

disponibil lainceputul perioadei de consum maxim;>K este coeficient de sarcina partiala fata de functionarea la parametrii nominali

$i are valoarea cuprinsa intre 0,6 §i 0,7; se recomanda >K = 0,65.

Deoarece sarcina termica instalata Qa este mica in raport cu necesarul perioadei de varf Qcaici> termenul £>„ . xvaif/ [ p apa . cc,ril. (ta, - tar)] (care reprezinta volumul de apa calda produs in sistem „instantaneu” pe durata varfului de consum) este neglijabil. Rezulta c3 intraga cantitate de apa calda necesara in perioada de consum maxim trebuie furnizata din volumul de stocaj.

Dimensionarea volumului de stocaj devine astfel foart simpia, acesta fiind egal cu necesarul (volumic) de a.c.c. al perioadei de consum maxim.

Se va face insa verificarea:

Q ii • ^prep I [Papa • Capa • (tac f n ) I — V acum | m ] ( 4 . 9 )

unde zprep reprezinta timpul disponibil pentru preparare a.c.c. intre doua perioade consecutive de consum.

De fapt, aparatele care alcatuiesc gama de preparatoare care se inscriu in aceasta solutie sunt boilere cu suprafata mica de tranfer de caldura. Suprafata de transfer de caldura (imersata in volumul de stocaj) asigura un flux redus de caldura (fata de solutiile dimensional echivalente ale sistemului de preparare mixta) atat datorita dimensiunilor reduse cat §i datorita unor conditii de transfer de caldura dezavantajoase (rezultate din solutia constructiva). Cu toate ca aparent aceasta solutie de asigurare a.c.c. este o declasare a solutiei de asigurare mixta, exista aplicatii in care

72


reprezinta optimul. Pentru a putea aprecia acest lucru este importanta cunoa§terea avantajelor §i dezavantajelor acestui sistem:

Avantaje:o simplitate constructiva §i functionala deosebite;o pentru o mare majoritate a aplicatiilor, sarcina termica necesara (pentru

preparare a.c.c. in acest mod) nu este semnificativa in raport cu sarcina termica de incalzire; rezulta, fapt deosebit de important, ca debitul de agent primar necesar poate fi preluat din sistemul de incalzire fara a fi necesara marirea puterii termice instalate totale §i fara a fi afectat confortul termic;

o fiabilitate deosebita;o se eliminan necesitatea pornirii sistemului de alimentare cu agent termic primar

la aparitia oricarui consum, cat de mic.

Dezavantaje:o disponibilul de a.c.c. este fix, la aparitia unui necesar ce depa§e§te necesarul de

calcul fiind imposibila satisfacerea consumatorilor;o solutie ancombranta datorita volumului mare de acumulare necesar.

Analizand avantajele §i dezavantajele enumerate anterior, se poate spune casistemul:

- este recomandabil in cazul consumatorilor de tip „§arja”, adica acei consumatori care au necesarul bine definit ca timp §i volum: cantinele, dujurile centrelor sportive sau ale intreprinderilor, caminele de intreprindere, cre§e §i gradinite, unitati de tratament etc.;

- se recomanda cand beneficiarul nu are posibilitatea de a disponibiliza fluxuri de caldura semnificative - cazul sistemelor existente, fara rezerve in producerea de apa calda de incalzire §i fara disponibilitati de investitie in noi surse de caldura: spitale §i sanatorii vechi, cladiri de locuit mici §i medii;

- se recomanda la utilizarea surselor neconventionale de putere mica (de ex. energie solara) ca treapta de preincalzire a apei;

- nu se recomanda la consumatorii mari fi foarte mari (datorita volumului de stocare care devine prea mare §i datorita caracteristicii de consum care nu este de tip §arja ci de tip distribuit);

- nu se recomanda in cazul nevoii de confort deosebit: hoteluri de lux, rezidente de lux;

- nu se recomanda in cazul sistemelor cu consum greu de apreciat sau distribuit uniform : bai publice, restaurante, moteluri.

73


4.2. TIPURI CONSTRUCTIVE DE BOILERE

SOLUTII CONSTRUCTIVE

Schimbatoarele de caldura cu acumulare sunt aparate termice care i'unctioneaza Tn regim nestationar. Ele acumuleaza caldura Tn timp §i o cedeaza la cerere. Produc apa calda menajera sau Tn scopuri tehnologice utilizand ca agent termic primar apa calda (90 / 70 °C), apa fierbinte (1 5 0 /7 0 °C) sau abur de joasa presiune.

Boilere vechi sunt executate din rezervoare de capacitate mare Tn care se monteaza registe din tevi U pentru Tncalzire. Pana la capacitati de 800 de litri se executa a§a zise boilere orizontale fara gcit iar pentru capacitati de 800 - 5000 de litri se executa boilere cu gat (figura 4.1).

Elementele registrelor de Tncalzire (figura 4.2) se executa din tevi de otel de instalatii (fara sudura) cu diametre de 38 ■+ 57 mm.

Boilerul “cu gat” prezinta avantajul folosirii unor flange cu diametrul mai mic decat mantaua, ceea ce duce la economii de material §i manopera. La boilerele de capacitate redusa aceste avantaje dispar §i se adopta solutia constructiva fara gat.

Registrul de Tncalzire se monteaza la partea inferioara a boilerului, unde diferenta de temperatura dintre cei doi agenti termici este maxima. Din acelaji motiv, gatul boilerelor mai mari de 800 de litri se monteaza excentric spre partea inferioara.

a) fara gat b) cu gat

I. Mantaua; 2. Fund elipsoidal; 3. Gat; 4. Flanje; 5. Tevi ”U”; 6. Distributor colector;7. Racord intrare agent incalzitor; 8. Racord ie§ire agent incalzitor; 9. Racord intrare aparece;

10. Racord ie^ire apa calda; 1 I. Racord golire; 12. Racord recirculate.Fig. 4.1. Solutii de boilere orizontale - solutii constructive „clasice”

74


Boilerele mari cu gSt sunt prevazute cu patru §tuturi pentru agentul secundar (doua la partea inferioara §i doua la partea superioara). In functie de pozitia de montaj se folose§te un §tut inferior pentru intrarea agentului secundar §i un §tut superior pentru iesire, celelalte doua §tuturi astupandu-se cu dopuri filetate sau capace.

In figura 7.1. se pot observa $tuturile pentru recircularea agentului secundar din reteaua de distributie, montate in partea centrala a fundurilor posterioare. Recircularea agentului secundar se face pentru tnlocuirea volumului continut in conductele de distributie, acesta racindu-se in intervalele de timp in care consumul este foarte mic sau nul.Atat boilerele orizontale cat §i cele verticale cu registre din tevi in forma de U, sunt constructs greoaie, cu consum mare de metal §i eficienta redusa.

i a

I

DETALIU A-A

Fig. 4.2. Registru de tncalzire pentru boilere orizontale

Variantele moderne de boilere au suprafata de schimb de caldura din serpentine in spirala a§ezata orizontal sau vertical si coeficienti globali de transfer de caldura de 1 ,5 - 2 ori mai mari decat ai variantelor clasice in conditiile unor suprafete de tncalzire raportate la volumul de apa preparat de 3 - 5 ori mai mari.

In figura 4.3. este prezentata schema de principiu a alcatuirii unui boiler modern cu serpentina elicoidala.

75


Se remarca mai multe aspecte constructive §i functionale importante:

• Prezenta mai multor serpentine care permit utilizarea mai multor agenti termici cu rol de agent primar. Astfel, serpentina de la partea inferioara se alimenteaza cu agent primar de nivel termic mai scazut, din sursa neconventionala de energie, de exemplu energie solara, iar serpentina din partea superioara se alimenteaza cu agent termic de temperatura ridicata (§i controlabila) de la sursa conventionala, de exemplu de la un cazan cu combustibil superior. Daca parametrii agentului termic primar din sursa neconventionala permit prepararea apei calde Tn boiler la paramatrii ceruti de consumator, sursa conventionala nu va mai intra Tn functiune, realizandu-se astfel economie de combustibil. Daca Tnsa apare o situatie de consum Tn care parametrii agentului termic secundar nu se mai respecta, sursa conventionala pome§te §i corecteaza parametrii cu consum minim de energie conventionala, deoarece serpentina inferioara actioneaza ca preTncalzitor.

• Uneori, boileral se doteaza cu posibilitatea de Tncalzire electrica pentru a permite compensarea racirilor fara aport de caldura de la serpentine (de exemplu pe timp de noapte sursa solara este inactiva si se poate degreva pomirea sursei conventionale). De asemenea sursa electrica se poate folosi ca sursa antiTnghet. De§i folosirea sursei electrice ca sursa unica de Tncalzire a rezervei este posibila, acest lucru nu se practica deoarece sarcina termica utila Tn acest caz este de pana la 50 de ori mai mica decat Tn regimul nominal de Tncalzire §i deci timpul de Tncalzire devine inacceptabil de lung.

volumul de apa calda de consum din boiler

serpentina de temperatura inalta

serpentina de temperatura joasa

incalzire electrica

corp boiler (manta)

Fig. 4.3. Schema generala a unui boiler modern

76


• Mantaua boilerului este mvelita cu termoizolatie, uneori de tip saltea de vata minerals, dar de cele mai multe ori de tip spuma poliuretanicS. Spuma poliuretanica se injecteaza in spatiul dintre carcasa boilerului (element exterior decorativ din tabla subtire) §i mantaua boilerului, realizandu-se astfel atat izolarea termica a boilerului cat §i rigidizarea §i cuplarea carcasei de manta.

• Structura verticals a boilerului permite stratificarea termica a agentului secundar, fapt deosebit de important atat pentru regimul de tncalzire (permite definirea zonelor de temperatura §i echiparea cu mai multe serpentine de temperaturi diferite) cat §i pentru regimul de furnizare a.c.c. (uzual, pornind furnizarea de la stare complet incSlzitS a rezervei de apa, pana la 90% din diferenta de temperatura se inregistreazS intr-un volum mai mic de 10% din volumul total al rezervei).

• ProducStorii adopts solutii constructive nedemontabile deoarece este mai ieftin de inlocuit un numSr mic de unitSti in caz de defect decat de realizat solutia constructiva demontabilS pentru toata productia;

• Deoarece apa de retea, din care se prepara apa caldS menajera, contine multe saruri care se pot depune pe exteriorul serpentinei, aceasta este acoperita cu un strat termorezistent, anticoroziv §i perfect lucios la care depunerile nu aderS. Cu acela§i material se glazureaza si peretii interiori ai mantalei. In interiorul boilerului se introduce uneori un electrod de magneziu care face ca sSrurile sa precipite sub forma de “namol” acestea urmand a fi inlaturate ulterior prin filtrare.

Boilerele se pot realiza §i in solutia de volum imersat in volum , adica se construiejte un volum de stocaj pentru apa calda de consum iar acesta se imerseaza in volumul de apa calda de incalzire, suprafata exterioara a recipientului de a.c.c. reprezentand suprafafS de transfer de caldura. In figura 4.4. se prezinta o astfel de solutie constructiva.

Volumul de stocare se realizeaza cu perete ondulat deoarece astfel:• create suprafata de transfer de caldura la acela§i volum (fata de situatia

cilindrului cu pereti drepti;• mi§carea de dilatare - comprimare duce la ruperea eventualelor depuneri

la interiorul sau exteriorul suprafatei de transfer de caldura;

In figura 4.5. se prezinta o solujie constructiva de boiler de tip volum imersat in volum dar care pe langa sursa de agent termic primar de la un cazan cu combustibil superior mai are prevazute o serie de sisteme de incalzire secundare, cu rol de degrevare a surse conventionale (pana la inactivarea acesteia).

Astfel, la partea inferioara a mantalei, sunt prevazute jtuturi de racord la o sursa de apa calda de incalzire functionand cu combustibil biogenic (sursa de temperatura mai scazuta §i/sau cu functionare ocazionala- de exemplu un jemineu).

77


6 13 11 7

l.corp volum boiler (suprafata de transfer de caldura); 2.manta volum apa calda de incalzire (agemt primar); 3.izolatie termica (spuma poliuretanica); 4.retur apa de

incalzire; 5.alimentare apa de incalzire; 6.alimentare apa rece de la retea;7.§tut de prelevare a.c.c. ; 8.tablou de bord; 9.capac ansamblu; lO.anod de magneziu;

1 l.racord vas de expansiune agent primar; 12.manta exterioara (carcasa); 13. racord vas de expansiune agent secundar; 14.volum de apa calda de incalzire (agent primar).

Fig. 4.4. Boiler in solutia de volum imersat in volum

Tot la partea inferioara este prevazuta o serpentina, imersata in volumul de apa calda de incalzire. care preia caldura de la aceasta transferand-o unei rezerve de apa cu rol de stocator de caldura auxiliar.

Volumul de apa cu rol de stocator de caldura auxiliar are aceleaji caracteristici functionale ca §i volumul de a.c.c. dar cu doua diferente majore:

• nu are caracteristici de potabilitate fiind apa de cazan, industrials;• are o presiune de lucru neglijabila, putand fi stocata in rezervoare

nepresurizate (spre deosebire de volumul de a.c.c. care este la presiunea de deservire a consumatorilor de a .c .c ., de ordinul barilor).

78


In perioadele de necesar de caldura, caldura stocata se preia din volumul de stocaj §i se cedeaza in apa calda de incalzire, putand fi folosita atat la prepararea de a.c.c. cat §i la incalzire (mai ales la incalzirea de joasa temperatura, de exemplu incalzirea prin pardoseala).

1- cap at: ansamblu;

2. r. areas ansanhlii;

3- builcc vuluin in v u luui,

4. talpa de agezare;

5. manta volnm de apa de innakire;

6- iz.uld.id Lemne a, i '

/■ anod de magneziu;

S. volnm de apa calda de incalzire;

9- idjauldiiLa dlduliiua,3 7

10 - serpentina agent termc din sursE neconv;ntionala (solara);

11. ftilt intrare agentie fccak ire dela siirsa nm w entinnala mi lrnm tm stih il superior;

12. id ju r agent uuicspuiizaLui^,

13. ptut intrare agent de incalzire de la sursa conventional! cu

3

combustibil ho genic;

14. lejir* ag en t n n re s p u tra tn r i i ;

15. idiLidld vasul dc dxfjaiibiuiic.

Fig. 4.5. Boiler de tip volum imersat in volum cu multiple surse de incalzire §i rezervor de acumulare de caldura

79


Ca principiu, diferenta constructiva §i functionala intre un boiler cu o singura serpentina (cazan sau solar) §i un boiler cu surse multiple de caldura (cazan §i solar ) este prezentata in schema de montaj din figura 4.6.

C o n s u r n a t o r7y Boiler cu sursa solara si sursa

conventional a (combustibil superior)

Fig. 4.6. Boiler cu o singura serpentina sau cu doua serpentine

80


Unele solutii constructive de boilere Tnglobeaza constructiv partea de cazan cu functionare cu combustibil superior, cea mai simpla varianta constructiva fiind cea prezentata in figura 4.7.

1. v o lu m de ap a bo iler;2 .su p ra fa ta de tran sfe r

de ca ld u ra bo ile r;3 .v o lu m de ap a ca ld a de

in ca lz ire (p rim ar);4 .m an ta cazan ;5 .in trare ap a rece re tea ;6 .ie§ire a .c .c .;7 .teaca te rm o sta te ;8 .fo ca r cazan ;9 .a rza to r cazan ;10. co n v ec tiv cazan ;11. tu r in sta la tie ;12. re tu r in s ta la tie ;

Fig. 4.7. Boilere ce Tnglobeaza constructiv partea de cazan

Cele mai modeme §i complexe solutii de boilere integreaza (sau mai bine spus sunt integrate Tn) sisteme complexe de cazane cu condensatie §i serpentine de preTncalzire a.c.c. din surse auxiliare (neconventionale sau de tip biogenic).

O astfel de solutie constructiva este prezentata Tn figura 4.8. iar Tn figura 4.9. sunt prezentate cateva detalii de cazan §i serpentina preTncalzitoare.

Desigur, aceste sisteme complexe de preparare a apei calde de consum au nevoie de sisteme de automatizare puternice §i particularizate pentru fiecare aplicatie in parte, deoarece trebuie sa gestioneze eficient multiplele surse de caldura.

Scopul final este de reducere la o valoare minima a consumului de combustibili superiori prin maximizarea utilizarii surselor secundare, cu prioritate a celor regenerabile (de exemplu de tip solar) §i dupa aceea a celor alternative, cu consumuri reduse §i/sau impact ecologic redus (de exemplu combustibil biogenic sau pompe de caldura).


Sistemul se integreaza cu celelalte sisteme consumatoare de caldura, cum ar fi incalzirea pe timp de iarna sau climatizarea pe timp de vara, limitare interactiunilor §i a complexitatii de programare fiind data doar de costurile investitionale.

racord la co§

alimentare gaz

ie§ire a.c.c.

tablou de comanda

tur apa de incalzire

rezervor din inox tip volum in volum

schimbator de caldura primar ( gaze de ardere - apa de incalzire)

circuit incalzire agent primar

(apa calda de incalzire)

placa de separatie

preincalzitor a.c.c.

supapa de siguranta

colectare condens (de la cazan)

pompa cazan

arzator

retur apa de incalzire

alimentare apa rece de la retea

Fig. 4.8. Boiler integrat in sistem cu cazan cu condensatie §i preincalzitor cu serpentina

In figura 4.10. sunt prezentate o serie de solutii constructive de boilere orizontale . Acestea sunt caracterizate (la acelafi volum util de agent termic secundar), comparativ cu boilerele verticale, de inaltime mai mica §i suprafata ocupata la sol mai mare.

Daca, in cadrul unei aplicatii, inaitimea libera pentru montaj este limitativa iar suprafata disponibila la sol permite, se poate opta pentru un boiler orizontal. In multe situatii, boilerul orizontal reprezinta baza de sustinere (postamentul) pentru sursa de caldura (cazan cu combustibil superior) §i pentru anexele de automatizare de siguranta §i control ale sistemelor termice.

82


Cu toate ca au dezavantajul unei mai reduse posibilitati de stratificare verticala a temperaturii, aceasta nu este afectata in masura sa fie grevat confortul si siguranta furnizarii de apa calda de consum.

detaliu schimbator preincalzitor a.c.c. detaliu schimbator de caldura cazan

Fig. 4.9. Detalii constructive ale solutiei de boiler integratin sistem cu cazan cu condensatie si preincalzitor cu serpentina

boiler orizontal cu serpentine rotunde verticale detaliu serpentina

b o ile r o r iz o n ta l cu d e rp e n tin a o v a la

boiler orizontal cu serpentina dreptunghiulara Fig. 4.10. Solutii constructive de boilere orizontale

83


4.3. CALCULUL BOILERULUI ALIM ENT AT CU APA CALDA SAU FIERBINTE

Datorita faptului ca procesul de transfer de caldura Tn conditii de acumulare este nestationar, rezulta ca temperaturile agentului primar §i secundar variaza atat cu timpul rcat §i cu suprafata de schimb de caldura S0.

In aceste conditii va fi necesara folosirea a doua diagrame de variatie a temperaturi lor: prima diagrama va reprezenta variatia temperaturi lor agentului primar §i secundar Tn timp, iar a doua diagrama va reprezenta variatia acelora§i temperaturi functie de suprafata de schimb de caldura, la un timp oarecare T.

In cadrul notatiilor din figura 4.11. precum §i la toate relatiile ce urmeaza, s-a notat cu indicele inferior 1 §i respectiv 2 agentul primar $i respectiv secundar, cu indicele superior, prim (‘) §i respectiv secund (“) conditiile de intrare §i respectiv ie§ire; cu indicele inferior “in” §i respectiv “fin ” conditiile initiale §i respectiv finale.

Fig. 4.11. Variatia temperaturilor Tn timp ji cu suprafata la boilerul alimentat cu apa calda sau fierbinte

Pentru stabilirea ecuatiei integrale de calcul a boilerelor, se porne§te de la ecuatia elementara de bilant a cantitatii de caldura cedata de agentul primar, primita de

84


agentul secundar fi respectiv transmisa prin suprafata de schimb de caldura, Tn intervalul de timp dr:

dQ* = jjiz ■Gi -cl -(t] - t l ) -d T = G l - c 2 - d t2 = k ■ S0 ■ (At )m ■ d r (4.10)

unde: Q - cantitatea de caldura [J] ; rji- - randamentul izolatiei ;G/ - debitul de agent primar [kg/s] ;C/, c2 - caldura specifica a agentului primar, respectiv secundar [J/(kg-K)J ; t\ - temperatura agentului primar la intrarea in schimbator [°C] ;

ty - temperatura agentului primar la iefirea din schimbator [°C] ; x - timpul [s] ;

G2 - cantitatea de agent secundar [kg] ;t2 - temperatura agentului secundar [°C] ;k - coeficientul global de transfer de caldura [W /(nr-K)| ;S0 - suprafata de schimb de caldura [m“] ;

(At )m - diferenta medie logaritmica de temperaturi dintre agentul primar fi agentul secundar, la timpul r, [°C] .

In relatia 4.10 variabilele sunt t2 ,t\ fi r . Din ultimii doi termeni se obtine

t \ = + (fl _ ?2 ) ' eXP _l<-S0

V ' G\ -c,[°C] (4.11)

Inlocuind pe tf in (4.10) fi integrand, rezulta :

In _ % ■ G i ' £ih ~ 12 fin G 2 ’ C 2

r, f - kr s ‘ )]l - e x pI ri Gx-cx)_

(4.12)

Relatia (4.12) reprezinta ecuatia fundamentala a boilerului alimentat cu apa calda sau fierbinte fi poate fi folosita fie pentru calcule de proiectare, fie pentru calcule de verificare.

In cazul calculelor de proiectare, trebuie stabilita valoarea suprafetei de schimb de caldura. Aceasta marime se poate obtine prin explicitarea relatiei (4.12) functie de suprafata S0 :

85


5 0 = ^ G | ,C |-In- m (4.13)

2 fin

In calculele de verificare suprafata de incalzire S0 este cunoscuta. In acest caz se determina durata de incalzire :

g ; ■ c,in

~ r2

Viz ’ ■ C ] f , t2 finexp

k ' S 0

Vu G r c

[ S ] (4.14)

i J

De obicei, marimile G2,T0J 2 in’h fin’h se ^au Pr’n tema proiectare.

Temperatura de iefire a agentului primar este variabila in timp. Valoareatemperaturii de ie§ire a agentului primar, in conditii finale sin poate fi stabilita in

urma unui calcul tehnico - economic sau se poate alege functie de cerintele in functionare ale instalatiei de alimentare cu agent primar.

In cazul alimentarii boilerelor cu apa fierbinte (r, = 120 - 150 °C), calcule

practice indica pentru tx fin valori de 73 - 85 "C.

In cazul racordarii boilerelor la o retea de incalzire centrala cu apa calda, se poate admite, orientativ, t[ fln = 65 -75 "C .

Alegand o valoare t\ tin (care se va verifica ulterior) se calculeaza constanta

h fin H fin

t 1 ~ t n(4.15)

fin

Conform relatiei (4.11) scrisa pentru conditiile finale :

A = expk - S n

Vi: G l C](4.16)

Valoarea temperaturii de iejire a agentului primar, la timpul initial, in.

poate fi calculata cu ajutorul relatiei (4.11) scrisa pentru T = 0:

86


f l in = * 2 i n + ( V - ^ 2 (4.17)

In relatia (4.16) k reprezinta coeficientul global de transfer de caldura, reprezinta suprafata de schimb de caldura a boilerului, iar Gt este debitul de agent primar, mari mi ce sunt necunoscute in acest stadiu al calculului.

Debitul de agent primar G\ se calculeaza cu relatia :

G 2 • c2 ■ (t2 fin —12 in)( j i = ----------- 77 ■ ------ [kg/s] (4.18)

V a-C x -( tx - t Un)-T 0

in care t i m este temperatura medie la iesire a agentului primar §i se

calculeaza cu relatia :

1 fin 1 in oh m = h ------ ------------ [C ] (4.19)

Inf \ fin

Temperatura medie t2 m a agentului termic secundar se calculeaza cu o relatie asemanatoare :

[°C] (4.20)

STABILIREA SOLUTIEI CONSTRUCTIVE (BOILERE CU SERPENTINA)

Prin tema de proiectare se dau valorile t2 jn, t 2 ^ (v o lu m u l boilerului)

§i T0 . Se urmarejte determinarea dimensiunilor mantalei §i a lungimii serpentinei care reprezinta suprafata de schimb de caldura S0 .

Se alege diametrul tevilor din care se executa serpentinele, tevi din otel (0 20x2; 0 25x2; 0 30x2,5 mm), din alama sau INOX (0 16x1; 0 18x1; 0 20x1 mm).

Prin calculul preliminar se determina :D - diametrul interior al mantalei [m] ;

87


lh - lungimea partii cilindrice boilerului [m] ;

S q - suprafata de transfer de caldura aproximativa [m2] - preliminara ;

Se alege -^= 1 ,5 +2,5 §i se inlocuie§te in ecuatia :

7T-D- ,^ h ~ co ' ^2 (4.21)

c0 - este coeficientul de corectie care tine cont de volumul de apa aflat in afara portiunii cilindrice a boilerului ( c0 = 0,92 — 0,96) ; mai mic, 0,85 pentru boiler "cu gat”. In calculul preliminar admitem pentru coeficientul global de schimb de caldura k o valoare orientativa de 400 - 800 W /(trf ■ K) . Cu o valoare orientativa k ’din relatia (4.13) se obtine o suprafata aproximativa S Q §i apoi o lungime

aproximativa de serpentina Is :

s ° = ~ f ( ' ' 1,1 t ; l° = — [m2] (4-22)k /I n ■ d m ■ Nunde TV — numarul de serpentine iar d,„ - diametrul mediu al tevii serpentinei.

Daca viteza apei prin tevi depa§e§te valoarea maxima acceptata de 1,5 m/s, pot fi amplasate una, doua sau chiar trei serpentine coaxiale, alimentate in paralel.

CALCULUL TERMIC DEFIN1TIV

Prin calculul termic definitiv urmeaza a se determina valoarea reala a coeficientului k, suprafata exacta So ?i lungimea reala a serpentinelor.

Coeficientul global de schimb de caldura k poate fi calculat cu ajutorulrelatiei:

k = - -------- ^ ----------------------------------------------------------------------------- | W/(m2-K)l (4.23)1 ^ o, 1

— + X + —a t Ai a 2

Agentul primar circula prin interiorul tevilor, ca urmare a unei diferente de presiune asigurata de pompa de circulatie. In cazul convectiei fortate la curgerea prin tevi, temperatura caracteristica de calcul este temperatura medie a agentului primar :

[°C] (4.24)

Corespunzator valorii temperaturii um se extrag din tabele marimile fizice : pi, C],h , V i , Pr,.

88


Coeficientul Oi se determina (admitandu-se ca este necesara o singura serpentina) cu relatiile criteriale specifice convectiei fortate prin conducte m spirala (figura 4.12) dupa urmatorul algoritm:

1. Se alege pasul serpentinelor s (de obicei

— =1,3 + 1,8) §i diametrul serpentinelor Dsp in

functie de diametrul boilerului D §i lungimea

aproximativa ls .

2. Se calculeaza un diametrul echivalent din1 1 1 1 1

n ~D~ch -K ~D ~p + s

relatia :

° ech rWJ N n

(4.25)

Se determina diametrul de calcul Dc cu relatia :

DC=D V . 1 + (4.26)

Diferente mtre Dc §i Dech este mare numai pentru pasuri “s” mari.

3. Se determina :

Re =2300 1+8,6r , V1-45 cl

(4.27)

a) daca R e iw, ■ cl,

< Re cr , adica regim laminar :

3,66 + 0,88- 1 + 0,8 •r \°-9l \ d 1 ■ Re"' - Pr,'/3 )> • ' Pr. 1U J l PrJ

Nu, =

m = 0,5 + 0.2903 •f >0.194

jL\ d < j

(4.28)

b) daca Re, > 2,2 X 104 , rezulta regim turbulent

89


Nu, = 8

(4.29)

c) daca R erj. < Re, < 2,2 X104 , rezulta regim tranzitoriu :

N u = r ) ■ N u l (R e cr) + (1 - rj) ■ Nu, (4.30)

Cu Nu, calculat cu relatia (4.28) pentru valoarea R eC). §i cu N ut calculat cu

relatia (4.29) pentru Re = 2,2 X 10 4 ;

Calculul coeficientului de schimb de caldura a? prin convectie libera la exteriorul spirelor se face cu relatiile caracteristice convectiei libere specifice suprafetelor curbate orizontale.

Temperatura caracteristica de calcul in acest caz este temperatura medie a agentului secundar tn stratul limita:

Corespunzator valorii temperaturii t2c se extrag din tabele mari mile fizice

c2, A*2, y2, Pr2, P2-

Se calculeaza criteriul Grashoff:

2,2 xlO4 - Re (4.31)

In toate cazurile Prp se extrage din tabele pentru tpe = — ■(?, m + 12 m) iar

(4.32)

(4.33)

(4.34)

in care d este diametrul exterior al serpentinei §i criteriul Raylich:

90


Ra - Gr2 ■ Pr2 (4.35)

Relatiile criteriale de calcul pentru Nusselt su n t:

Nu = 0,60 + 0,387 • { [Ra • / 2(Pr2) ] 1/6 f

unde : f 2 (Pr?) =

pentru Ra < 1 O'"1 (4.36)

1 +f 0,55p '

9/16

I Pr: J care tabelar devine :

Pentru 105 < Ra < 109 : Nu = 0,4 • (Ra ) '14 (4.37)

Se determina Ok cu relatia : a 2 = (4.38)

JSuma rezistentelor termice conductive este data de rezistenta peretelui

Kmetalic al tevii fi de stratul de depunere atat la interior, dar mai ales la exteriorul tevii

In acest stadiu se poate calcula valoarea coeficientului global de schimb de caldura k, cu ajutorul relatiei (4.23).

Temperatura medie a peretelui exterior al serpentinei poate fi verificata cu ajutorul relatiei:

=*2m + “ (*lm “ O [°C] (4.39)

Eroarea admisa la aceasta verificare este de + 3 °C. In cazul fn care aceasta verificare nu este satisfacuta, se reface calculul cu noua valoare gasita pentru tpe .

Valoarea suprafetei de schimb de caldura S0 se poate calcula acum cu ajutorul relatiei (4,13). Lungimea de gabarit a serpentinelor rezulta din relatia (4.22).

Dupa terminarea calculelor este indicata efectuarea unei verificari a exactitatii acestor calcule. Pentru aceasta, se calculeaza fn mod direct exponentiala ce apare fn cadrul relatiei (4.11) §i se verifica valoarea t i f,n , impusa initial fn relatia (4.15). Eroarea admisa la aceasta verificare este de ± 5 °C. In cazul fn care t /y,„ nu se verifica se reia calculul cu noua valoare gasita fi fn final se verifica din nou t i fm . Tot ca verificare poate fi calculat timpul t 0 c u relatia (4.14).

VAR I A T I A TEMPERATURILOR IN TIMP

In cazul proceselor de exploatare a boilerelor este de multe ori important de cunoscut valorile temperaturi]or agentului primar fi secundar la diferite intervale de timp de la fnceperea procesului de mcalzire a apei calde menajere. In acest scop este

91


utila calcularea §i trasarea diagramelor de variatie a temperaturilor agentului primar §i secundar functie de timp.

Pentru a deduce formulele de calcul necesare, se porne^te de la ecuatia (4.12) scrisa pentru un timp oarecare:

Int - t n g : ■ c,

■ expk - S W

n , ■ g , ■ c.(4.40)

Prin explicitarea temperaturii agentului secundar t2 , functie de timpul i se obtine formula :

exprJi:G ]c ]

G 1c 1

kS \

(4.41

Se poate trasa prin puncte curba de variatie a temperaturii agentului secundar t2 , functie de timpul t.

Pentru trasarea curbei de variatie a temperaturii de iejire a agentului primar t i, se folose§te relatia (4.11) in care se introduc valorile temperaturii agentului secundar t2, calculate la diferite valori ale timpului i .

Curbele de variatie a temperaturii agentului secundar §i primar se traseaza pe aceea^i diagrama m care se noteaza pe orizontala timpul i [sj iar pe verticala temperatura t [°C] , a§a cum este reprezentat In figura 4.1 1.

CALCULUL TERMIC AL BOILERELOR ALIMENTATE CU ABUR SATURAT

In cazurile in care instalatia de incalzire folosejte drept agent termic aburul saturat, boilerele vor fi racordate la reteaua de abur saturat. De asemenea, in cazul cladirilor cu specific industrial, agentul termic primar folosit la prepararea apei calde menajere sau in scopuri tehnologice va fi tot aburul saturat.

Datorita procesului nestationar de schimb de caldura, in acest caz se vor trasa atat diagrame de variatie a temperaturii cu timpul r , cat §i diagrama de variatie a temperaturii cu suprafata S„ (figura 4.13.).

92


Fig. 4.13 Variatia temperaturilor in timp $i cu suprafata, la boilerul alimentat cu abur saturat

Pentru stabilirea ecuatiei fundamentale a boilerelor functionand cu abur saturat se pornefte de la ecuatia elementara de bilant a cantitatii de caldura cedata de agentul primar, primita de agentul secundar §i respectiv transmisa prin suprafata de transfer de caldura, Tn timpul ch .

clQ =T]-G1-r -d T = G 2 ■ c2 ■ d t2 = k ■ Sa ■ (f, - t 2)- d r (4.42)

Prin efectuarea calculelor se obtine ecuatia fundamentala a boilerului functionand cu abur :

, f l ~ r 2in k -Sln- r r r ~ = 7 ^ ~ ' T" 4 -43^

t \ 2 fin 2 ' C 2

Relatia (4.43) poate fi folosita pentru calcule de verificare, caz in care se expliciteaza functie de r.sau t2 fm , sau pentru calcule de proiectare, caz in care se expliciteaza functia de S„.

Gr> ' C f 2 ins 0 = ~ f— -\ n -— -— (4.44)

k ' 7o fl 2 Jin

Cantitatea de agent secundar G \ poate rezulta in urma unui calcul al necesarului de apa calda menajera pentru conditii date, sau se da prin tema de proiectare.

Printr-un calcul termic preliminar se stabile§te numarul §i diametrul serpentinelor, diametrul §i lungimea boilerului.

93


Daca alimentarea boilerului se face cu abur saturat de medie presiune, pentru coeficientul k pot fi admise orientativ valori cuprinse intre 600 §i 1000 W/(m" • K).

Relatia generala de calcul a coeficientului global de schimb de caldura k a fost definita anterior (4.23).

Coeficientul de schimb de caldura superficial prin conventie libera de la peretele exterior al tevii serpentinei la agentul secundar din boiler, precum §i suma rezistentelor convective (perete teava plus depuneri pe partea a.c.c.) se pot calcula cu ajutorul relatiilor de la boilerul alimentat cu apa calda sau fierbinte.

Pentru calculul coeficientului de schimb de caldura a , se folose§te relatia :

Corespunzator presiunii data prin tema de proiectare se iau din tabele marimile r §i t : = ts , iar in functie de t„ se determina marimile pi , , v, (pentru lichidsaturat).

Diferenta de temperatura dintre aburul aflat in stare de saturatie (respectiv condensul aflat tot la saturatie) §i temperatura peretelui interior al serpentinei s-a notat cu A t] §i se aproximeaza initial cu o valoare cuprinsa intre 2 §i 6 °C, urmand ca in final, dupa calcularea acesteia, sa se faca verificarea.

Dupa calcularea coeficientului global de schimb de caldura k se trece la verificarea temperaturilor aproximate anterior:

— L°C] (4.46)oc,

Eroarea admisa la aceasta verificare este de ±2 °C. In cazul in care aceasta verificare nu este satisfacuta, se reface calculul cu noua valoare gasita pentru tpe §i in final se aplica din nou relatia (4.46).

Diferenta de temperatura la interiorul serpentinei At] se poate verifica cu ajutorul relatiei :

Af, = — ■(*, - t j [°C] (4.47)a t

Eroarea admisa la aceasta verificare este de ± 2°C.

In continuare se calculeaza suprafata de schimb de caldura S() cu relatia (4.44), lungimea de gabarit a serpentinelor §i lungimea boilerului cu relatiile (4.21) §i (4.22). Urmeaza dispunerea serpentinelor in boiler.

94


La un boiler functionand cu abur saturat este important de cunoscut debitul de abur consumat la un anumit timp r precum §i cantitatea de abur folosita pentru toata perioada de incalzire.

G ,= -k -S

Vi : -r- • ( fl exp

G'2 ■c2[kg/s]

respectiv valoarea totala in intervalul (0, i 0)r

G, —Gn -c2 •-h ^2 in

n,. • r1 - exp

- k - S „ - r oG ’ -c, [kg I

(4.48)

(4.49)

Cantitatea totala de caldura, cedata de agentul primar in timpul perioadei de incalzire se poate calcula cu ajutorul relatiei :

Q = G, r = G2 ■ c2 t \ - t 2,

Hr1 - exp

- k -S o -T0[J] (4.50)

VAR I ATI A TEMPERATURII AGENTULUI SECUNDAR IN TIMP

Pentru cunoa§terea valorii temperaturii agentului secundar la orice moment de la inceperea perioadei de incalzire, se traseaza diagrama de variatie a temperaturii t2 functie de timpul r. Pentru a deduce formula de calcul necesara, se pornejte de la ecuatia (4.43) scrisa pentru un timp oarecare t:

t - U , . k - S(4.51)In

G * C*)■T

Prin explicitarea temperaturii agentului secundar t2 functie de timpul t, se obtine formula :

fexp k-S„

G* ■c2

\(4.52)

In formula (4.52) se introduc valori pentru timpul i §i se calculeaza temperaturile corespunzatoare. Cunoscand valorile initiale §i finale ale temperaturii agentului secundar functie de timp se obtin grafice conform figurii 4.13.

95


5. SCHIMBATOARE DE CALDURA PENTRU APLICATII SPECIALE

5.1. PREIn c AEZITOARE DE AER DIN TEVI LISEf S C HIM BA TO ARE DE CALDURA GAZE DE A R D E R E -A E R )

PreTncalzitoarele de aer sunt aparate termice schimbatoare de caldura construite Tn scopul preTncalzirii aerului de ardere, pe baza caldurii continute Tn gazele de ardere la iejirea dintr-un proces tehnologic sau Tnainte de eliminarea lor la co§ din instalatiile de cazane.

PreTncalzitoarele de aer permit o valorificare tehnologica importanta a caldurii din gazele de ardere, caldura recuperata Tn aerul preTncalzit fiind integral utilizata, sub forma de caldura utila, Tn procesul tehnologic. Aceasta recuperare interna de caldura (recuperare tehnologica) confera avantajul autoreglarii Tn functionare, nefiind necesare sisteme de automatizare proprii sistemului de recuperare (spre deosebire de cazul recuperarii energetice, adica cea cu furnizare de caldura catre un utilizator din afara procesului tehnologic).

Economiile energetice importante aduse de recuperarea caldurii continute Tn gazele de ardere la evacuare prin preTncalzirea aerului de ardere face ca aceste recuperatoare sa fie foarte rentabile. Prin calcularea nivelurilor de investitii §i economii pentru o gama larga de preTncalzitoare de aer, s-a putut constata ca termenul de recuperare este sub 3 ani, de multe ori chiar §i sub 1 an.

PreTncalzitoarele de aer convective realizeaza preponderent transferul util de caldura prin convectie fortata. Ele utilizeaza gaze de ardere cu temperatura initiala de 250 - 800 °C, ajungand pana la limita la care devine mai economica radiatia. O alta limitare, Tn afara de cea data de domeniul de economicitate al solutiei, este aceea a temperaturii peretilor tevilor. Astfel, temperatura materialului, Tn nici o zona a preTncalzitorului, nu trebuie sa depa^easca 500 °C, temperatura admisibila pentru ofeluri nealiate.

SOLUTIA CONSTRUCTIVA

Solutia constructiva a preTncalzitorului convectiv de aer are ca suprafata de transfer de caldura un fascicol de tevi cuprins Tntr-o manta exterioara. Gazele de ardere circula la interiorul tevilor din fascicul iar aerul de ardere circula la interiorul mantalei §i la exteriorul tevilor. Aceasta alegere pentru circulatia agentilor Tn schimbator se justifica prin murdarirea mai mare generata de gazele de ardere, fapt ce duce la necesitatea curatirii cu prioritate a traseului gazelor de ardere §i deci stabilirea acestuia la interiorul tevilor (aceasta zona fiind mai u§or accesibila decat cea de la exteriorul tevilor). Fascicolul de tevi este prins la capete Tn placi tubulare sudate de manta. Camerele colectoare de gaze de la capete sunt legate de jtuturile de intrare §i iefire ale gazelor.

Datorita dimensiunilor relativ mari ale preTncalzitoarelor de aer §i faptului ca nu sunt aparate sub presiune, tevile se dispun pe o sectiune dreptunghiulara §i mantaua este §i ea de forma dreptunghiulara. Diametrul tevilor se alege hnand seama ca diametrele mici O 22 - d> 32 mm, sunt economice din punctul de vedere al consumului de metal dar diametrele mai mari <t> 38 - O 57 mm sunt mai putin sensibile la

96


depuneri. In toate cazurile se utilizeaza tevi cu perete subtire, de ordinul 2 mm, deoarece agentii termici nu sunt sub presiune. Schema constructiva §i de montaj este prezentata in figura 5.1.

AER CALD 4

GAZE DE ARDEREk A

AER RECE5.1 .a - sectiune transversala 5.1 .b — sectiune longitudinala

1 - tevi; 2 - §tut intrare-ie^ire aer; 3 - camera de intoarcere; 4 -§icane; 5 - placi tubulare;6 - izolatie termica; 7 - §tuf intrare-ie§ire gaze de ardere

Fig.5.1. Schema constructiva §i de montaj a preincalzitorului de aer cu tevi lise

Preincalzitoarele de aer se monteaza direct pe canalul de gaze, la fiecare instalatie in parte, functionarea fiind, dupa cum s-a mai subliniat, autoreglata.

Se constata ca in general lungimea necesara preincalzitorului de aer este relativ mare, astfel ca pentru a obtine o viteza economica de circulatie a aerului, transversal pe tevi, trebuie fractionata lungimea totala prin ficane transversale, realizandu-se mai multe treceri pe partea aerului. Intoarcerile dintre treceri se pot realiza prin camere de intoarcere exterioare, a§a cum se arata in schema fig.5.1, sau chiar in spatiile dintre tevi, caz in care apare insa o scaldare incompleta a suprafetei de schimb de caldura §i de aceea este mai putin utilizata. Circulatia aerului este in echicurent sau contracurent, dupa posibilitatea de a nu depafi temperatura admisibila a peretelui tevii.

Temperatura peretelui tevii este data de relatia:

{(*g -tg + aa -ta)p

8

[°c] (5.1)K + a J

valabila in orice punct al preincalzitorului de aer.

Este evident ca in contracurent temperatura peretelui este maxima la capatul de intrare a gazelor de ardere deoarece acolo temperatura gazelor este maxima (tgi) §i temperatura aerului este §i ea maxima (ta/,). In echicurent temperatura peretelui este mai mica deoarece la temperatura maxima a gazelor de ardere (?„,) corespunde

97


temperatura minima a aerului (?„,), iar la temperatura maxima a aerului (tae) corespunde temperatura minima a gazelor de ardere (tge). In figura 5.2. este ilustrata evolu|ia temperaturilor celor doi agenti cu suprafata de transfer de caldura §i este reprezentata calitativ evolutia temperaturii suprafetei de transfer de caldura. Diferenta medie de temperaturi se calculeaza in functie de sistemul de curgere ales, echicurent

sau contracurent.a. echicurent b. contracurent

Fig.5.2. Variatia temperaturilor agentilor termici cu suprafata§i variatia temperaturii suprafetei (tevilor) functie de schema de curgere

Diferenta medie de temperaturi pe intregul preTncalzitor de aer, Atm , este mai mare in contracurent decat in echicurent §i de aceea prima varianta de calcul pentru un preincalzitor se face pentru o curgere contracurent §i doar daca temperatura maxima a peretelui tevii depa§e§te valoarea temperaturii maxime admisibile se reface calculul pentru o curgere echicurent. Daca nici m aceasta solutie temperatura peretelui tevii nu este admisibila pentru oteluri obijnuite, fie se face premcalzitorul de aer din otel aliat, fie se adopta o alta solutie, cu perete racit mai intens, de exemplu premcalzitorul de aer cu tevi concentrice sau premcalzitorul cu perete nervurat (ambele solutii sunt caracterizate de extinderea suprafetei de transfer pe partea aerului de ardere).

Nu trebuie neglijat faptul ca Tn relatia 5.1. se observa ca temperatura peretelui tevii depinde si de coeficientii de transfer de caldura pe partea gazelor de ardere a„ §i a aerului aa. Astfel, marirea coeficientului de convectie pe partea aerului va reduce temperatura peretelui tevii §i de asemenea micjorarea coeficientului de convectie pe partea gazelor de ardere are acela§i efect.

Ambii coeficienti de convectie sunt legati de viteza de circulatie a agentilor §i vor influenta atat suprafata totala de transfer de caldura (§i deci investitiile) cat §i pierderile de sarcina (§i deci consumul suplimentar de energie in exhaustor §i

98


ventilator). Rezulta o gama larga de solutii posibile pentru preincalzitorul de aer §i numai un calcul economic poate decide care este solutia optima.

Mantaua prelncalzitorului de aer este cu sectiune dreptunghiulara §i este confectionata din tabla de 4 -^ 6 mm, izolata la exterior. La capete are placile tubulare §i jtuturile de intrare $i iesire a gazelor de ardere iar pe peretii laterali, §tuturile de intrare §i ie§ire a aerului. Tot pe manta se monteaza §i camerele de intoarcere intre sectiuni.

METODICA DE CALCUL

Prin tema de proiectare se vor stabili urmatoarele elemente necesare pentru stabilirea solutiei constructive §i calculului termic:

- Tipul schimbatorului : preTncalzitor de aer cu agent termic primar gaze deardere cu circulate la interiorul tevilor;

- Debitul de gaze de ardere : sub forma Dghn [in N/ h | sau definit indirect prindebitul de combustibil al instalatiei tehnologice Bh [kg/h] sau [ m \ /h] $i excesul de aer cu care ajung gazele de ardere la preincalzitorul de aer aPA ;

- Debitul de aer premcalzit : sub forma Dah„ [ m \ /h ] , care poate fi definit directsau printr-o relatie cu Dgh„. Aerul fiind folosit Tn procesul de ardere, se poate considera cu o aproximatie destul de bunS ca : Dahn = 0,8 -Dghn;

- Temperatura de intrare a gazelor de ardere : tg' ;- Temperaturile de intrare §i ie§ire ale aerului prem calzit: ta' , ta" ;

Daca debitul de gaze de ardere nu este definit explicit atunci el se calculeaza din debitul de combustibil Bh §i excesul de aer a dupa relatia:

0 S fa = V h o + ( a - l K ] ^ (5.2)nunde pentru volumul stoechiometric de gaze de ardere Vg0 fi volumul minim

de aer de ardere V„ se iau urmatoarele valori:

combustibl gazos lichidV0 9 ,5 ( n r N / m3N comb) 1 0 ,5 (m3N / kg comb)Vgo 10,5 ( m n / H I ' n c o m b ) 1 1 ,5 ( m 3 N / kg comb)

Ecuatia de bilant termic este :

Qpa = Vpa d 8„- c Pg ■ fc ~ t ’s )= D an ■ c pa ■ (fa ~ t a) = K PA-S FA ■ A tm [w ] (5.3)

unde:- Dgn este debitul de gaze de ardere (agent prim ar): Dgn = Dghn/3600;- Dan este debitul de aer (agent secundar): Dan = Dahn/3600;- cpu este caldura specifica care se determina fie din tabele, fie din relatii de

regresie pentru temperatura medie tam. Temperatura medie a aerului este seconsidera a fi: tam = ( ta' + ta" ) / 2 .

99


Din relatia (5.3) se determina debitul util de caldura furnizat de preincalzitor:

Qha = D a„ ■ c„a ' k ~ K ) [W] (5.4)

Randamentul preTncalzitorului de aer, tinand seama de faptul ca mantaua exterioara este izolata termic iar tubulatura de legatura este fi ea izolata crespunzator, se alege t]pa = 0,95^-0.98 .

Pentru a putea calcula temperatura de iefire a gazelor de ardere tK" se face o initializare care va permite calculul unei temperaturi medii:

^ ^ - 0 ^ 3 - f c - r , ) ["C| (5.5)

Se determina temperatura medie a gazelor de ardere:

M (5.6)

Pentru temperatura medie tgm se determina caldura specifica, cpg , din tabele de proprietati fizice ale gazelor de ardere sau din relatii de regresie.

Din ecuatia de bilant rezulta:

Q=rg-

TJPAD g c pg["C\ (5.7)

Daca \tg"-tg"in\ < 3 °C initializarea este corecta iar daca valoarea este mai mare se face o noua iteratie cu tg"in = tg" pana cand conditia de initializare este satisfacuta.

In urma acestor calcule toti parametrii termici de bilant sunt cunoscuti:

Qpa , Dg , Da , tg', tx", ta', ta" .

Numarul de tevi prin care circula gazele de ardere se determina din ecuatia de conti nuitate scrisa pentru debitul de gaze de ardere cu impunerea unei viteze preliminare de curgere Tn domeniul optim. Sectiunea de curgere Scg este:

n [tgm + 273) r 2ls,s =Dg„-----—---[m j (5.8)

Viteza gazelor de ardere wg se alege Tntre 2 §i 6 m/s cand se urmarefte obtinerea unui numar mare de tevi fi deci a unui recuperator cu lungime mica; Tn acest caz insa coeficientul de transfer de caldura este redus fi uneori trebuie intensificat cu ajutorul turbulizatorilor. Pentru cazurile clasice de preTncalzitoare viteza gazelor este mai ridicata, Tntre 4 fi 10 m/s, de regula cu valoarea medie de 6 m/s.

100


Tevile preincalzitorului de aer se a§eaza pe o sectiune dreptunghiulara, tn e§icher.O prima valoare pentru numarul de tevi este data de relatia:

5Nt'= — ^ (5.9)

d: v 'K ■ - —

4Se alege (conform notatiilor din fig.5.1) un raport al laturilor sectiunii

preincalzitorului H/B = 1+2 (uzual 1,5). Din acest raport rezulta impartirea numarului de tevi N f Tn numarul de tevi pe un rand yV,,/ §i numarul de randuri de tevi Nr tn directia curgerii aerului:

(5.10)

B

A Y = f - V ^ (541)

Ambele numere se rotunjesc la valorile tntregi cele mai apropiate (obtinandu- se valorile definitive N 1R ji NK ) §i apoi rezulta numarul total final de tevi:

INt = NlK-N R (5.12)

Deoarece rotunjirea numarului de tevi a modificat viteza initial aleasa, aceasta trebuie recalculata cu relatia:

^ = P g„- - - 1 - - -------L— r l - l (543)s 273 k dr s '273 +

Nt ■4

Se calculeaza tn continuare laturile sectiunii interioare a mantalei preincalzitorului de aer (conform a§ezarii tevilor din figura 5.1), alegand in prealabil pasul tevilor Tn fascicol. Pentru pasul transversal s, se ia diametrul tevii plus 8+16 mm iar pentru pasul longitudinal s2 , fiind o asezare tn e§ichier cu tevi echidistante, se ia valoarea tnaltimii triunghiului echilateral tntre trei tevi :

5, = d r +(0,008 + 0,016) si s2 = 0,87 ■ ^ (5.14)

Rezulta latimea schimbatorului:

B = (NIR- \ ) - s l + ^ + 2 - ^ = N tK-sl + | - [m] (5.15)

si adancimea schimbatorului:

H = N h - s2 [ni] (5.16)

101


Valorile B §i H se rotunjesc la valori intregi de mm. Cu aceste calcule sectiunea premcalzitorului de aer este complet determinata §i se poate trece la calculul lungimii acestuia.

A§a cum se arata in figura 5.3. , aerul trece transversal peste tevi §i are o sectiune de trecere determinata de latura B §i o lungime Laer (din sectiunea de curgere se va scadea suprafata acoperita de tevile de pe un rand).

GAZE■&e —" hwmt"

/

J L ^ i .T T T r /

\ / \ \ /

3 4

.

K Y 7 ^ Y XJMr TTT...= r . . = -— — —----- ----— <:-----------------> — — — __

z ? — .—_ _— __& y L d c i

\ 1 /

GAZE -DE— —

i n

I 1 IY t

4 4 4$)4 4 ■f-fe-1-

____i___ 1_

B

Viteza aerului se urmare§te a fi de ordinul wa = 10.. 16 m/s, pentru a asigura o racire buna a materiaiului tevii. O viteza mai mare a aerului duce msa la o scadere a lungimii sectiunii de intrare a aerului Laer si deci la un numar mai mare de treceri N,r a premcalzitorului, cu majorarea pierderilor de sarcina pe partea aerului §i complicarea solutiei constructive printr-un numar mai mare de jicane §i de camere de intoarcere. De aceea, atunci cand temperatura peretelui tevii o permite, se ia viteza aerului mai mica, de ordinul wa = 6.. 10 m/s.

Mai trebuie precizat, in privinta alegerii vitezei aerului, ca transferul de caldura convectiv, Tntr-o curgere transversala, este mult mai intens decat intr-o curgere longitudinal a, ceeace inseamna ca in coeficientul global de transfer de caldura kPA determinant este coeficientul de convectie al gazelor de ardere, care are valoarea cea mai mica.

Din relatia de continuitate, sectiunea necesara de trecere a aerului este:

(f„„, + 273) IS = Da„

273k ] (5.17)

102


§i lungimea canalului de aer:

(5.18)

Valoarea La„ se rotunje§te la valori intregi de mm.

TRANSFERUL DE CALDURA DE LA GAZELE DE ARDERE LAPERETELE INTERIOR AL TEVILOR

Transferul de caldura de la gazele de ardere la peretele interior al tevilor din fascicol este de tip convectiv §i radiant. Componenta de radiatie a gazelor de ardere are o valoare mai redusa, atat datorita grosimii mici a stratului radiant Tn interiorul tevilor cat §i datorita temperaturii medii a gazelor de ardere destul de scazute (fata de temperatura medie a gazelor de ardere in focare - de ordinul 1000 °C), dar nu se neglijeaza.

Componenta convectiva se calculeaza dupa metodologia convectiei in curgere fortata in interiorul tevilor.

Pentru calcule este necesara cunoasterea unor parametri fizici caracteristici gazelor de ardere, parametrii ce se determina din tabele de proprietati termodinamice sau din relatii de regresie, pentru temperatura medie a gazelor de ardere tgm:

- vascozitatea cinematica, Us,;- conductibilitatea termica, X„:- criteriul Prandtl, Prg .

Relatia criteriala pentru transferul de caldura este functie de turbulenta curgerii, deci functie de criteriul Re. Se calculeaza criteriul Re, tinand seama ca lungimea caracteristica este diametrul interior al tevii:

tv, • diRe = —— - 5.19

V' sIn functie de valoarea obtinuta pentru Re„ se aplica una din relatiile criteriale

urmatoare:

• pentru Reg > 10000

Nus = 0,024 • Re'’'8 ■ Pr'1’4 (5.20)

• pentru 2300 < Re„ < 10000

Nug = 0,024■ R e ■ Pr"’4• £Re unde e Rc = 1 -6 1 05 -Re'1'8 (5.21)

L“er (.B - N lR-de)[m]

103


pentru Re < 2300

Nu. =3,65 + 0,66 \■Re-Pr

> j

(5.2

Lungimea Lt a tevilor se presupune 2 m , urmand sa se revina cu o iteratie dupa determinarea valorii reale, la terminarea calculului. Termenul care se adauga la valoarea de 3,65 a criteriului Nu„ este foarte mic, astfel ca iteratia nu va duce la modificari sensibile ale rezultatului final, putand chiar sa fie omisa.

Coeficientul de transfer de caldura prin convectie de la gazele de ardere la peretele interior al tevii se calculeaza cu relatia:

Nuk -K d.

Wm ~ K

(5.23)

in calculul componentei radiante de transfer de caldura de la gazele de ardere la peretele interior al tevii un parametru important este constituit de presiunile partiale ale gazelor triatomice C 0 2 ?i H20 . Acestea se calculeaza cu relatiile:

V,..[ v , „ + K , - i ) v j

[ba (5.24)

P HMK + K a - 'Y V o] *PA

[baar (5.25)

unde p,,pA este presiunea in preincalzitorul de aer pe partea gazelor de ardere §i se poate considera egala cu presiunea ambianta: p„pA = p„= 1 b a r .

Grosimea stratului radiant de gaze, pentru interiorul unei tevi lungi, este:

s =0,9 ■dl [m] (5.26)

Constanta de radiatie a gazelor de ardere:

0,8+ 1,6 p HJ,k„ =i

.1 Phm + Pco+ 2731-0,38-— --------

1000 ■ip. + Pa. (5.27)

iar coeficientul de emisie (absorbtie) al gazelor de ardere este:-kg-Sg (5.28)

104


Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se calculeaza cu relatia:

1 -r

o f l + 1a gr = 5,765 -10“8 — — a g ■

1 -

y

• + 273) 3 - (5.29)m " A

Temperatura peretelui tevii se considera a fi tp = (tgm + tam) / 2 pentru initializare, apoi, in reluarea finals a calculului, se utilizeaza valoarea exacta:

unde ag este coeficientul de convectie pe partea gazelor de ardere, kPA coeficientul global de transfer de caldura §i Atm diferenta medie de temperaturi pentru premcalzitorul de aer.

Coeficientul de absorbtie pentru radiatie a peretelui metalic se estimeaza la valoarea: ap = 0,82.

In final se determina coeficientul insumat de transfer de caldura de la gazele de ardere la peretele tevii:

TRANSFERUL DE CALDURA DE LA PERETELE EXTERIOR AL TEVILOR LA AER

Transferul de caldura este de tip convectiv, in regim permanent, fara schimbare de stare, Tn curgere transversala peste fascicolul Tn e§icher.

Pentru calcule este necesara cunoajterea parametrilor fizici caracteristici agentului secundar, aerul. Ace§tia se determina la temperatura medie a aerului tam:

- vascozitatea cinematica, t)a- conductibilitatea termica, Xa;- criteriul Prandtl, Pra .Diametrul caracteristic la o curgere transversala peste tevi este diametrul

exterior al tevilor, de .Se calculeaza criteriul Rea :

(5.30)

W(5.31)

n r ■ K

(5.32)

§i apoi Nua din ecuatia criteriala:

Nu = A - £■ Re" ■ P r0,33a i a a (5 .33)

105


cu valoarea corectiei pentru pasul tevilor:£ = f ( N, st,s2) (5.34)

Coeficientul de transfer de caldura de la peretele exterior al tevii la aer se calculeaza cu relatia:

Nu„ ' Ka , = — -— -W

n r ■ K(5.35)

REZISTENTA TERMICA A DEPUNERILOR

Atat rezistenta termica a depunerilor pe partea aerului cat ji cea a materialului tevii sunt neglijabile in raport cu rezistenta termica a murdaririi tevilor produsa de gazele de ardere. In aceste conditii se accepta urmatorii coeficienti de murdarire:

- pentru gaze de ardere din combustibil lichid M = 0,0163.- pentru gaze de ardere din combustibil gazos M = 0,01121 . w„~°'6474 .

COEFICIENTUL GLOBAL DE TRANSFER DE CALDURA ,DIFERENTE DE TEMPERATURI SI VERIFICARI FINALE

Cu datele obtinute se poate determina coeficientul global de transfer decaldura:

+ M +

Wm ■ K

(5.36)

a.,

Diferenta medie de temperaturi pentru circulatia mixta a agentilor termici se determina cu relatia:

-A rmin ^

°CJ (5.37)A/,,ln-A ta

A

eAt = f (P.R) - vezi capitolul I .

Datele calculate permit o verificare a temperaturii peretelui, initializata prin aproximatia tp = (tma + tmg) / 2. Din egalitatea fluxurilor de caldura transmise de la gazele de ardere la aer §i de la gazele de ardere la teava rezulta :

^ ["Cj (5-38)a s

Daca aceasta temperatura de perete, tp!, difera cu mai putin de 3 °C fata de cea initializata tp , calculul este corect. Daca insa diferenta este mai mare se reintra intr-o noua iteratie - incepand de la relatia (5.29) - in care pentru tp se ia valoarea mai exacta tPf.

106


Daca temperature peretelui rezulta a fi mai mare de 450 °C, valoare maxima acceptabila pentru otelurile obijnuite, se va adopta solutia circulatiei echicurent sau se schimba solutia constructiva.

SUPRAFATA DE TRANSFER DE CALDURA A PREINCALZITORULUI DE AER SI DIMENSIUNILE FINALE

Suprafata totala de transfer de caldura necesara se calculeaza din relatia de bilant termic :

W ] (5.39)kpA&L

Rezulta lungimea preincalzitorului de aer:

Lmr = S' A [m] (5.40)N t-n - d m

in care se ia ca diametru caracteristic diametrul mediu al tevii: dm = (<:/, + de) / 2 .

Constructiv insa, aceasta lungime trebuie sa fie un multiplu al lungimii canalului de aer Lm,r din relatia (5.18). In aceste conditii se calculeaza numarul preliminar de treceri pentru aer N ’lm.:

N lire — Ljq'1'1 Laer (5.41 )

care se rotunje§te la valoarea intreaga superioara daca fractiunea zecimala a raportului este peste 0,1.

Rezulta lungimea constructiva a preincalzitorului de aer:

L T O T = N „ ec ■ L aer W (5-42)

Daca lungimea totala a preincalzitorului depa§e§te 6 m se vor inseria doua sau mai multe tronsoane identice.

Daca numarul de treceri al preincalzitorului de aer depa§e§te cifra de 8 H- 10 vor rezulta prea multe intoarceri pentru aer $i o presiune necesara prea mare la ventilatorul de aer. In acest caz exista mai multe posibilitati de solutionare tehnica:

- se mare§te numarul total de tevi pe sectiune, Nt , chiar in detrimentul reducerii vitezei gazelor de ardere wg $i a coeficientilor de transfer de caldura;

- se mare§te raportul (H/B) astfel incat numarul de tevi pe un rand sa rezulte mai mic §i implicit Laer sa devina mai mare;

- se mic§oreaza viteza aerului, wcl , marindu-se astfel suprafata necesara a canalului §i implicit Lun- la mentinerea constanta a raportului (H/B) .

107


5.2. SCHIMBATOARE DE CALDURA ROTATIVE

Schimbatoarele de caldura rotative sunt realizate din placi metalice simple sau acoperite cu materiale higroabsorbante, montate radial pe un rotor antrenat mecanic §i cuprinse Tntr-o carcasa. In figura 5.3. este prezentata schematic solutia constructiva de schimbator de caldura rotativ. Carcasa este prevazuta cu doua seturi de racorduri montate fatam fata, prin fiecare pereche intrand §i ie§ind unui din agentii termici.

iesire aer incalzit intrare aer cald

Fig. 5.3. Solutie constructiva de schimbator de caldura rotativ

Aceste schimbatoare se numesc in limbaj tehnic Ljungstrom §i sunt folosite cu precadere ca schimbatoare de caldura recuperatoare. Au o gama foarte larga de aplicatii, cele mai des Tntalnite fiind:

• recuperarea caldurii din aerul viciat Tnainte de evacuarea din incinte; aerul viciat cedeaza caldura aerului proaspat, rece, introdus Tn incinta, preTncalzindu-1 si astfel scazand necesarul de caldura Tn procesul final de Tncalzire a aerului pana la parametrii ceruti de mediul interior (figura 5.3.);

• preTncalzirea aerului de ardere pe baza caldurii continute de gazele de ardere Tnainte de evacuarea la co§ sau Tnainte de treptele de tratare a gazelor de ardere; Tn cazul Tn care gazele de ardere urmeaza sa intre Tntr-un proces de tratare (figura 5.4.) beneficiul este dublu. adica pe de o parte este un beneficiu energetic dat de preTncalzirea aerului de ardere (care duce la scaderea consumului de combustibil la arzator) iar pe de alta parte este un beneficiu functional deoarece treptele de tratare a gazelor functioneaza mai economic §i mai sigur cu gaze mai reci (materialele filtrelor mai putin

iesire aer racit

iesire agent 1 placi carcasa I rotative 1

intrare agent 2intrare aer rece

108


solicitate, tubulaturile nu mai prezinta pericol la trecerile prin elementele de constructie sau prin incinte etc.);

• racirea gazelor de ardere pentru procesele de spalare (tratare chimica umeda) urmata de remcalzirea (regenerativa) a acestora inainte de eliminarea la co§; procesul (ilustrat de asemenea in figura 5.4.) este avantajos deoarece asigura scaderea temperaturii gazelor de ardere la intrarea Tn instalatia de spalare, ceeace duce la scaderea evaporarilor (oricum temperatura de intrare a gazelor de ardere Tn treptele de spalare este limitata la cca. 150 °C) §i cre§terea temperaturii gazelor de ardere dupa trapta de spalare, Tnainte de intrarea Tn co§, ceeace duce la cresterea tirajului, evitarea condensarilor Tn co§ fi evitarea formarii pana§ului la evacuarea gazelor Tn atmosfera (tramba de abur Tn gazele de ardere);

Racitorreincalzitorde gaze de

ardere

PreTncalzitor de aer

LjungstromCazan

Spalator de gaze de ardere

Fig. 5.4. Aplicatie a schimbatorului Ljungstrom ca preTncalzitor de aer de ardere §i de racitor-incalzitor regenerativ la tratarea gazelor de ardere

• uscarea gazelor de ardere din instalatiile de cazane cu condensatie pentru a evita efectul de pana? la evacuarea gazelor de ardere Tn atmosfera; uscarea se face printr-un proces de racire cu condensarea umiditatii; racirea se face cu aer de ardere (care se preincalzefte); Aceasta aplicatie este tot mai des intalnita datorita extinderii utilizarii cazanelor cu condensatie §i de aceea va fi discutata mai pe larg in cele ce urmeaza. Oricum, functionarea §i metodica de calcul nu difera intre aplicatii decat prin faptul ca la aplicatiile cu modificarea umiditatii, cum este aceasta, peste transferal de caldura se suprapune §i transferal de masa, ceeace duce la un grad sporit de complexitate functionala.

109


CONSTRUCTIA, FUNCTIONAREA SI CALCULUL SCHIMBATOARELOR DE CALDURA REGENERATIVE IN REGIM DE TRANSFER DE CALDURA SI MASA(USCAREA GAZELOR DE ARDERE CU PRE1NCALZIREA AERULUI DE ARDERE)

Pana§ul de abur care apare Tn gazele de ardere evacuate la co§, cu toate ca nu reprezinta o poluare a mediului, are un aspect inestetic, foarte frecvent reclamat de populatie, care confunda panajul de abur cu o emisie poluanta.

Pentru cazanele de tncalzire cu condensatie, tn special cazanele mici care au evacuarea de gaze de adere prin sistem co§-ventuza, foarte vizibil pe peretii cladirilor, se poate utiliza un schimbator de caldura gaze de ardere de evacuare - aer de ardere aspirat , cu functionare tn regim de condensatie, care prin reducerea continutului de vapori de apa din gazele de ardere duce la suprimarea sau reducerea semnificativa a pana§ului de abur la ie§ire din co§.

Schimbatorul de caldura, preluand o parte din caldura sensibila a gazelor de ardere de la evacuare §i tn plus o parte din caldura latenta a vaporilor de apa, transfera un debit de caldura aerului de ardere aspirat de cazan (care este agent secundar al schimbatorului) tmbunatatind randamentul cazanului (recuperator final, cu functionare similara sistemului PAVE - vezi capitolul 12 Cazane cu condensatie).

In principiu aparatul se compune dintr-o carcasa tn interiorul careia se poate invarti un rotor. Rotorul este antrenat de catre un motor electric printr-un reductor de turatie care duce la rotirea rotorului cu 4 - 8 rot/min. Rotorul trebuie sa fie cat mai etan§ pe carcasa pentru a reduce la minim amestecarea dintre gazele de ardere si aer, care circula pe trasee separate. Etan^area radiala se face cu cateva sectoare montate pe carcasa, pe generatoare, umplute cu materiale elstice (perii, tmpaslitura pe lamele de otel etc.). Etan§area axiala se face prin presarea capacelor pe rotor prin arcuri exterioare reglabile.

Stuturile de gaze de ardere §i de aer se monteaza pe carcasa, pe fetele plane de la capatul cilindrului. Stuturile pentru acela§i fluid nu sunt a§ezate coaxial pentru a tmbunatati scaldarea materialului de umplutura. Astfel. atat aerul cat §i gazele de ardere strabat tn diagonala sectoarele de umplutura care sunt in dreptul lor.

In fig.5.5. se prezinta schema unui sistem de dezumidificare a gazelor de ardere §i de recuperare a caldurii cu aparat rotativ.

Functionare aparatului este bazata pe un transfer de caldura §i de masa de apa prin intermediul umpluturii rotorului. Cand umplutura rotorului se gase$te tn dreptul jtuturilor de intrare-ie§ire a gazelor de ardere, umplutura fiind rece §i uscata din faza anterioara de parcurs, va primi caldura §i condens de la gazele de ardere.

110


intrarea aer iesire gaze

Fig. 5.5. Schita unui sistem de dezumidificare a gazelor de ardere §i de recuperare a caldurii cu aparat rotativ.

111


Daca umplutura este din manunchiuri de table, acestea vor Tnmagazina caldura fi se vor acoperi, ca orice suprafata rece, cu o pelicula fina de condens. In eventualitatea ca pelicula se Tngroa§a fi se transforma Tn picaturi care se preling, acestea se pot drena pe la partea inferioara a carcasei. Daca umplutura este din sectoare de material absorbant, materialul va Tnmagazina simultan caldura fi umiditate.

Sectoarele care au fost Tn dreptul ftuturilor de intrare-iefire a gazelor de ardere vor ajunge dupa o rotatie de 180 0 a rotorului Tn dreptul ftuturilor de intrare- iefire a aerului. Aici, avand din contactul anterior cu gazele de ardere o temperatura mai ridicata, vor ceda caldura aerului preTncalzindu-1, ceeace reprezinta o recuperare de caldura. De asemenea. umplutura avand un continut ridicat de umiditate, preluat de la gazele de ardere (prin adsorbtie la umpluturile cu mase absorbante fi pelicular la umpluturi cu table), apa va fi vaporizata fi transferata aerului luat din exterior, care are o umiditate initiala redusa.

Umiditatea mai ridicata a aerului la intrare va contribui fi ea la marirea randamentului cazanului deoarece va condensa pe suprafetele utile din cazan fi va ceda caldura utila agentului termic. Starea de iefire a gazelor de ardere din cazan nu este influentata de umiditatea aerului de ardere.

Umplutura din sectorul care a stat Tn contact cu aerul va ajunge Tn final rece fi uscata. Dupa o rotatie de 180 0 a rotorului sectoarele vor ajunge Tn dreptul ftuturilor de intrare-iefire a gazelor de ardere fi ciclul se repeta.

Datorita rotatiei constante a rotorului, fenomenul pentru agentii termici este cvasistationar, chiar daca materialul de umplutura al rotorului are cicluri nestationare, cu acumulari fi descarcari de caldura fi umiditate.

Avantajele acestui tip de aparat sunt eficacitatea de transfer de caldura fi de umiditate foarte buna datorita suprafetei mari de contact a agentilor cu umplutura fi ridicarea randamentului cazanului (cu 1 % pana la 3,5 %) prin recuperarea de caldura sensibila fi de caldura latenta din vaporii de apa.

Dezavantajele acestui tip de aparat sunt:• existenta unor piese Tn mifcare, ceeace presupune uzuri fi Tntretinere;• cost mai ridicat datorita necesitatii unor prelucrari de precizie;• consum de energie electrica;• pericol de blocare la temperaturi foarte jose prin givrarea camafii

exterioare a rotorului fi blocare cu gheata Tn carcasa.

CALCULUL SC HIM BA TOARELOR DE CALDURA ROTATIVE

Metodicile de calcul prezentate Tn literature pentru schimbatoarele de caldura rotative se bazeaza pe coeficienti de calcul sau diagrame de lucru care nu acopera domeniul schimbatoarelor de caldura folosite Tn procesul de racire cu uscare a gazelor de ardere. mai ales Tn domeniul de puteri mici.

Pentru a stabili solutia constructiva a unui schimbator de caldura rotativ pentru descetarea gazelor de ardere la evacuarea unui cazan de condensatie se poate

112


aplica o metodica de calcul cu diferente finite, care modeleaza transferul de caldura atat Tn lungul placilor cat §i consecutiv pe toate placile schimbatorului de caldura. Schema metodicii de calcul pentru zona parcursa de este prezentata Tn fig. 5.6.

T A (I.l)

a ssc |

A Q

T M (I.l)

TA (I.2)^------------

__ T M (l . l )

T A (I.2 )

1 \ 1 > i

T

tT M (I .2 )_^-----------

TM (1.2)I.

T A ( l . l )

TA (I.J) T A (l.J )

TM (LJ)

TA( LU N G IM E .PO Z IT IE )T M (L U N G IM E .PO Z IT IE )T A ( l . l ) = T A 0= T A (1 .2 )= .. ,=TA (I.J)TA(I+1 J ) = T A (IJ ) + DELT.4 T M (I.J) = T M (I J - l ) - D E L T M

Fig. 5.6. Schema metodicii de calcul a schimbatorului de caldura rotativ pentru descetarea gazelor de ardere la evacuarea unui cazan de condensatie - sectiunea de aer

In lungul placii de schimb de caldura, pozitie notata / , variind Tntre 1 la intrare §i N R IN T E R V la capatul de ie§ire al aerului, temperatura aerului care prime§te caldura de la placa J a schimbatorului de caldura este TA(I,J). Materialul placii schimbatorului de caldura are temperatura TM(I,J), Tn care notatiile sunt corespunzatoare cu cele de pozitie a localizarii temperaturii aerului.

Pe intervalul de suprafata D ELSSC se transmite un flux de caldura DELQ de la placa catre aer, cu un coeficent de transfer de caldura O..

Ca urmare a transferului de caldura portiunea de placa se race§te de la valoarea precedenta TM(I,J-1) la valoarea TM(I,J) iar aerul se Tncalzejte (Tn lungul placii) de la TA(I-1,J) la T A (IJ ).

113


Calculul este de tip cu diferente finite, deci se parcurge succesiv fiecare placa de la / = 1 la / = N R IN T E R V §i apoi placile urmatoare, decalate cu timpul D ELTAU de la J = 1 la / = NRPLACA.

Se obtine astfel un spectru de temperaturi ale aerului, pe sectiunea partii de aer a schimbatorului de caldura, care urmeaza a fi mediata pentru obtinerea temperaturii medii a aerului la ie§ire din scimbatorul de caldura.

T G (I.N A )

T M d.X A 'i

T G (I.N A + 1)

T M (I.N A + 1)

A Q

a SSC- v -

T G (1.N A ) ------------- ►

T M fl.N A 'j

TG (1 .X A + 1)

TM T1.NA+1)

TG (I.J) I T G (l.J ) ------------------- ^

TM(I.J)__ T M (L J)I ♦ -

T G (L U N G IM E .PO Z IT IE )TM (L U N G IM E .PO ZITIE )T G (I.N A ) = T C O S T G (I-l.J ) = T G (L J) - D E L T G T M (I.J) = T M (I .J -l) + D ELTA /

Fig. 5.7. Schema metodicii de calcul a schimbatorului de caldura rotativ pentru descetarea gazelor de ardere la evacuarea cazanului de condensatie - sectiunea de gaze de ardere

Pentru partea de schimbator de caldura parcursa de gazele de ardere, dupa o rotatie cu 180° a rotorului, schema de calcul este simetrica, in sensul ca aparatul fiind in contracurent, gazele de ardere incep scaldarea placilor de la capatul / = N R IN TE R V §i ies pe la capatul 1=1.

114


115


E N IT IA L IZ A R E V A R IA B IL EN R P L A C A = YTG (O .Y )F O R I= N R IN T E R V TO 1 IN IT IA L IZ A R E T M (X ,Y )= T M (I,Y + 1 )

DELQ<LF3=f {TG(I,J)-TM (LJ-I))

D E LT M = D E L Q (LJV D E L G M 'C P M D E L T G = D E L Q (IJ )D E L Y G /C P G T G (M .J )= T G (I.J )-D E L T G T M {I-1 ,J )= T M (IJ -1 )+ D E L T M

P R IN T IN TE R M E D S A R SEC TO R G A Z FO R J= Y TO Y -N R P L A C G FO R 1=1 T O N R IN T E R V P R IN T X L T G iX J ).T M (U ).

Y E R 1F IC A R E IN T T LA L IZ A R E T M ((L 1 )FO R 1=1 TO N R IN T E R VE R R ff) = A B S ( T M (I,1 ) - T M (IY -N R P L A C G ) }

LER R - 1

r T M (I,1 ) = T M (I. Y + N R P L A C G )

P R IN T F IN A L SEC TO R A E R + G A Z F O R .T=l TO N R P L A C A : FO R 1=1 TO N R IN T E R V : P R IN T J .I,T A (I.J ).T M (I,J ) FO R J= Y TO Y + N R P L A C G : FO R 1=1 TO N R IN T E R V : P R IN T J ,I.T G (IJ ).T M (I,J )

Fig. 5.8. Schema logica de calcul cu diferente finite pentru schimbatorul rotativ

116


Se precizeaza de asemenea initializarea temperaturii placii: prima placa de intrare in zona gazelor de ardere este ultima placa de iefire din zona aerului. Schema de calcul pentru zona parcursa de gazele de ardere este prezentata in fig.5.7.

Conform schemei de calcul, se va obtine un camp de valori pentru temperatura gazelor la iefire din schimbatorul de caldura, care trebuie mediat pentru a obtine temperatura medie a gazelor de ardere la iefire din aparat.

Este de notat fi conditia de initializare care impune ca temperatura placii la iesirea din zona de gaze fi temperatura placii la intrare Tn zona de aer sa fie egale (fizic este vorba de aceeasi placa la momente consecutive fara transfer de caldura pe parcurs). Cum aceasta conditie nu se poate Tndeplini de la prima rulare a programului, calculul este iterativ, adica se reia initializarea cu valorile corectate din rularea precedentului ciclu pana cand diferentele de temperatura Tntre iefirea placii din zona de gaze fi temperatura placii la intrare Tn zona de aer difera cu mai putin de 5%.

Schema logica a metodicii de calcul a schimbatorului de caldura rotativ pentru descetarea gazelor de ardere la evacuarea unui cazan de condensatie este prezentata Tn figura 5.8.

REZULTATE DE CALCUL

Se definefte fi$a unei placi Tnregistrarea evolutiei temperaturii placii fi a temperaturii aerului, respectiv a gazelor de ardere, pe parcursul unei rotatii complete.

Din fifa placii se pot determina urmatorii parametri:• debitul de caldura schimbat de placa, necesar pentru determinarea efectului

termic al schimbatorului de caldura;• debitul de umiditate preluat din gazele de ardere, necesar pentru determinarea

efectului latent fi a conditiilor de punct de roua dupa dezumidificare.

In continuare se prezinta Tn tabel rezultatele calculului pentru un schimbator de caldura rotativ destinat echiparii unui cazan cu condensatie de 30 kW.

CON’_)"N’'‘ARE i>: s .-TO?. VI d e DV P - p r:.j _ z r :

C-r_.-0 Jz. CO. D r. s ^Ar_: - - - - - - - - - ■ E F . •;

EF . Ph;:ay r , : ALFAr;.,z G. . . Oh:, 0. o r

0 16122 $6, 1 03 33 35 .66 34 8 4 %035 1634

2<? w n 52,Oi 0 ,p 3 ? 2 S 1 ( 4,028 /SCO

40 10133 46,24 0 6082 ai'O ? l. 453 3 ,021 $6A

60 6689 32,49 0.3926 ki.12. 0 ° 4 2 2 p t4 62?

117


E F coxd

P B jOISTrova

A L F A cokd

GeosDhGhioix

Q coxd

grdul de eficacitate al condensarii in cazanpresiuneaavaporilr de apa initial.la aveuare dm cazantem peratura puncfului de roiiacoeficient de transfer de caldura la condensatedebit de condens orardebit de condens initialdebit de caldura din condensare

O privire de ansasmblu a functionarii unui recuperator dezumidificator este prezentata in graficele figura 5.9 (pentru doua situatii de calcul, caracteristice).

S C H I M B A T O R D E C A L D U R A R O T A T 1 V SC HIM B A T O R DE C A L D U R A R Q T A T S V

♦—TAO a—TAE *>—TMAI *— TMAE

TOCS TGE

£

50

3 0

20

10

-10

-20

” .; ; j]

/ T I

■ V I

>m/ Av

//

<

/ I

------- 1-20

-♦— TAO

-m— TAE

-tt— TMAI - TMAE

TCOS

■*— TGE

20TEWERATURA AB3ULUI

EXTBRBOR TAOTB'.'IFERATURA AWULOi

EXTEMEDR TAO

Fig. 5.9 Functionarea unui recuperator dezumidificator - situatie de calcul

118


5.3. TUBURI TERMICE

Un tub termic este un dispozitiv de transfer de caldura avand o conductivitate termica efectiva extrem de mare, capabil sa transfere caldura de la o sursa la un consumator fara aport de energie suplimentara, aproape fara pierderi §i cu un gradient de temperatura foarte mic. Din acest motiv, adesea tuburile termice sunt supranumite superconductoare de caldura.

.Teava

EVACUARECALDURA

APORT DE CALDURA

«■

i \ ' f i

>

4 -

eparatie7 l

w A “ A W

”/ f | \

i / t n t

* * ♦ • ,

^ I

■ ? • ♦ « * * * » * • • •

. EVACUARE CALDURA

Fluid de lucru condens

__- Fluid de lucru vapori

4 "a APORT DE

“ CALDURA

Fluid de lucru lichid la saturatie

Fig. 5.10. Principiul de functionare si constructia unui tub termic

Tubul termic este compus din trei elemente: tnveli^ul, structura capilara §i fluidul de lucru. Inveli§ul, care de cele mai multe ori are forma unei tevi, poate fi din orice material, cu conditia sa fie compatibil cu fluidul de lucru §i sa reziste la temperaturile $i presiunile aplicatiei vizate. La majoritatea aplicatiilor de recuperare a caldurii din surse refolosibile teava este prevazuta cu aripioare tn scopul maririi suprafetei de schimb de caldura. In figura 5.10. este prezentat principiul de functionare §i constructia unui tub termic.

119


Structura capilara poate fi alcatuita dintr-o mare varietate de combinatii fntre plase metalice, pulberi sinterizate fi caneluri extrudate longitudinal sau radial fn peretele recipientului, sau poate lipsi atunci cand se asigura circulatia fluidului de lucru pe seama fortei de gravitatie.

Fluidul de lucru se afla in tubul termic in stare de lichid fi vapori saturati umezi la o presiune corespunzatoare temperaturii la momentul respectiv.

Inainte de introducerea fluidului de lucru, tubul termic este vidat fn mod corespunzator.

Cand unui din capetele tubului termic este introdus in sursa de caldura, fluidul de lucru absoarbe caldura de la peretele tevii, o parte din el vaporizeaza iar vaporii se deplaseaza, datorita gradientului de presiune astfel format, spre capatul opus, unde vin in contact cu peretele mai rece caruia Ti cedeaza caldura pe masura ce condenseaza fi revin la starea lichida. Lichidul astfel format se refntoarce la capatul fncalzit al tevii, fie datorita fortelor dezvoltate in structura capilara, fie gravitational daca aceasta structura lipsefte.

Acest ciclu de functionare, care asigura transferul de caldura prin schimbarea de faza a fluidului de lucru, se reia mereu cata vreme exista o diferenta de temperatura Tntre capetele tubului termic.

Fluidele de lucru pentru tuburile termice pot fi foarte diferite, de la heliu fi azot pentru domeniul criogenic de temperaturi, pana la sodiu sau potasiu pentru temperaturi de pana la 1000 °C (sau argint pentru temperaturi de peste 2000 °C).

Fluidul de lucru trebuie sa fie compatibil cu materialul tevii fi al structurii capilare si sa reziste la temperaturile aplicatiei vizate.

Cantitatea de fluid de lucru care se introduce in tubul termic este intotdeauna mult mai mica in comparatie cu volumul interior total al acestuia. Cantitatea de fluid de lucru influenteaza semnificativ performanta functionala a tubului termic fi este stabilita fn functie de diverfi parametri termici ai aplicatiei vizate. Pentru aplicatii in domeniul recuperarii caldurii, cantitatea de fluid de lucru poate varia in intervalul 9% ... 25% din volumul interior al tubului termic.

Exista fluide de lucru ce pot asigura functionarea tuburilor termice fn orice aplicatie fi fn orice interval de temperaturi. Cele mai utilizate fluide de lucru folosite la fabricarea tuburilor termice cu aplicatii fn recuperarea caldurii sau fn diverse procese tehnologice sunt apa, alcoolul etilic, alcoolul metilic, amoniacul, acetona, toluenul, difilul fi sodiul.

Proprietatile care stau la baza campului exirem de vast al aplicatiilor industriale ale tuburilor termice sunt :

• Functionarea izo term a : aceasta proprietate extrem de importanta poate fi explicata foarte simplu prin faptul ca fluidul de lucru din tubul termic se afla intotdeauna fn echilibru de faza cu vaporii lui, astfel fncat functionarea este intotdeauna izoterma, temperatura fiind aceeafi pe toata lungimea, indiferent de marimea acesteia.

120


• Capacitate mare de transfer termic : tubul termic transfera o mare cantitate de caldura, de ordinul kilowatilor pe cm" de sectiune de tub, datorita transportului de vapori §i lichid ce se produce cu intensitate deosebit de mare (vezi functionarea condensatoarelor de abur). Performanta unui tub termic este adesea exprimata prin conductivitcitea termica echivalenta. Un tub termic cilindric folosind apa drept fluid de lucru §i functionand la o temperatura de 150 °C poate avea o conductivitate termica de cateva sute de ori mai mare decat cea a cuprului. Capacitatea de transfer de caldura a unui tub termic poate fi extrem de ridicata, spre exemplu tuburi termice cu litiu functionand la 1500 °C pot transfera un flux axial de caldura de 10 -20 kW pe fiecare cnr de sectiune transversala. De cele mai multe ori, frana in transferul de caldura nu este data de conductivitatea termica a tubului in sine ci de rezistenta termica la transferul de caldura catre tub, de la agentii primar §i/sau secundar.

• Proprietatea de a functiona ca transformator de flux termic : tubul termic poate primi caldura cu flux mare in zona de evaporare §i o poate ceda cu flux mic in zona de condensare, sau invers. Spre exemplu, un tub termic care prime§te caldura cu flux mare de la un lichid §i o cedeaza cu flux mic unui agent gazos.

Din multitudinea de aplicatii ale tuburilor termice (de la schimbatoare gaz-gaz la schimbatoare sol-sol) se prezinta in continuare cateva, considerate mai importante :

Recuperator de caldura cu tuburi termice pentru sisteme de ventilatie:

Recuperatorul cu tuburi termice este un schimbator de caldura care transfera caldura recuperata de la un fluid sursa la un fluid consumator. Un astfel de recuperator se prezinta sub forma unui fascicul format din unui pana la cateva mii de tuburi termice amplasate intr-o carcasa dimensionata corespunzator §i prevazuta cu flange pentru racordarea in instalatie. In figura 5.11. se prezinta o solutie constructiva.

Fascicolul de tuburi termice este impartit in doua de catre o placa tubulara avand rolul de a fixa fiecare tub termic §i de a separa cele doua fluide care participa la transferul de caldura. Placile tubulare de capat (care pot lipsi in cazul unor tuburi termice scurte) au numai rolul de a sprijini capetele tuburilor termice din fascicol.

Fluidul cald din sursa refolosibila incalzejte fascicolul de tuburi termice care, prin intermediul fluidului de lucru, transfera caldura primita spre partea racita a fascicolului unde aceasta este cedata catre fluidul ce trebuie incalzit. In acest fel, caldura este transferata de la fluidul cald catre fluidul rece prin intermediul fiecarui tub termic din fascicol.

Din avantajele acestui tip de schimbator fata de solutiile cu recuperator de tip rotativ (Ljungstrom) prezentate in subcapitolul anterior se pot mentiona :

Separarea perfect etan§a a celor doua fluide care participa la transferul de caldura. Montarea tuburilor termice in placa intermediara poate fi facuta prin procedee care sa asigure etanseitatea totala. cum ar fi sudarea. De multe ori se aplica totu§i metode care sa asigure o etanjare convenabila, dar care sa permita §i demontarea tuburilor termice.

121


'TUBURI TERMICE

■nmm

Placa separatoare

Fig. 5.11. Recuperator gaz-gaz pentru sisteme de ventilare

Fiabilitate foarte mare. Deoarece fiecare tub termic din fascicul functioneaza ca un schimbator de caldura independent, deteriorarea unuia sau mai multor tuburi termice, ca urmare in deosebi a coroziunii, nu afecteaza sensibil functionarea de ansamblu a recuperatorului. De asemenea, deteriorarea prin coroziune a unor tuburi termice nu permite amestecarea celor doua fluide care participa la transferal de caldura.

Nu au piese in miscare. Transferal de caldura intre cele doua fluide se realizeaza de catre fiecare tub termic in parte prin intermediul ciclului inchis de vaporizare - condensare a fluidului de lucru, deci fara piese in miscare cum ar fi motoare de antrenare sau pompe.

Forte de dilatare reduse. Ca rezultat al faptului ca tuburile termice din fascicul sunt fixate rigid numai in placa tubulara intermediara, iar extremitatile lor sunt numai ghidate in placile tubulare de capat, nu apar probleme legate de dilatare.

Eficienta termica mare. Recuperatoarele cu tuburi termice au eficienta termica mare datorita faptului ca ambii agenti termici care participa la schimbul de caldura parcurg fasciculul de tuburi termice transversal la exterior, ambele capete putand fi cu suprafata extinsa (tava cu aripioare), spre deosebire de schimbatoarele cu tevi la care extinderea se poate face doar pe partea agentului de la exteriorul tevilor, ceeace in cazul unui schimbator gaz-gaz este ineficient (datorita rezistentei termice mari care ramane la interiorul tevilor) sau spre deosebire de shimbatoarele cu placi care asigura suprafete mari de transfer pe unitatea de volum dar nu la nivelul unei extinderi de tip aripioare subtiri.

122


Greutate §i volum reduse. Eficienta termica ridicata are ca efect realizarea unei greutati §i a unui volum reduse in comparatie cu recuperatoarele clasice.

Elasticitate Tn proiectare. Faptul ca tuburile termice sunt independente, neracordate intre ele, permite proiectarea fasciculului Tn geometria necesara oricarei aplicatii vizate. De asemenea, pe parcursul exploatarii, Tn functie de schimbarea unor conditii de lucru, pot fi adaugate grupuri de tuburi termice.

Recuperator de caldura cu tuburi termice pentru preparare de apa calda:

Reprezinta o abordare noua a modului de recuperare a caldurii din gazele de ardere Tn scopul Tncalzirii sau preTncalzirii apei.

Un fascicol de tuburi termice, fixate numai Tntr-o singura placa tubulara, este mentinut Tn consola cu o parte Tn gazele de ardere §i cu cealalta Tn apa. Fiecare tub termic din fascicol, actionand independent, transfera caldura din gazele de ardere Tn apa care trebuie Tncalzita. In figura 5.12. se prezinta schema constructiv-functionala a unui astfel de recuperator de caldura.

Acest tip de recuperator are cateva avantaje fata de recuperatoarele de tip clasic :S Poate fi curatat foarte usor. Curatirea suprafetei de schimb de caldura este

o operatie importanta Tn mentinerea performantei termice a oricarui tip de recuperator. Acest schimbator poate fi curatat foarte u§or deoarece accesul pe partea gazelor de ardere este asigurat prin simpla demontare a unui capac de vizitare.

S Are o singura placa tubulara. Constructia recuperatorului este mult mai simpla iar fortele de dilatare devin inexistente.

In figura 5.13. este prezentata o realizare tehnologica de recuperator de caldura economizor montat pe co§ul unui cazan de abur ignitubular.

123


Fig. 5.13. Preincalzitor de apa de adaos pentru cazane tip ABA

Caracteristici tehnice principale:

S debit de gaze de ardere: 10.000 mVh (la 20 °C) la regim maxim5.500 nx/h (la 20 °C) la regim minim;

S temperatura gazelor de ardere la intrare in schimbator: 200 °C;S temperatura gazelor de ardere la iefire din schimbator: 120 °C;S temperatura apei la intrare Tn schimbator: minim 15 °C;S debit masic de apa: 4.000 ... 12.000 kg/h;^ cantitate de caldura recuperata: 280 kW la regim maxim ;

155 kW la regim minim.

Preincalzitor cu tuburi termice pentru rezervoare de titei (pacura)

PreTncSlzitorul de titei (pacura) cu tuburi termice, reprezinta o altemativa la solutia serpentinelor de Tncalzire din rezervoarele de depozitare. Prelncalzitorul de titei (pacura) se monteaza la partea inferioara a rezervorului, Tn zona de racord a conductei de aspiratie a pompelor.

124


In varianta prezentata in figura 5.14. preincalzitorul de titei este alcatuit din mai multe tuburi termice individuale, montate prin sudura in doua placi tubulare, una pentru partea de titei $i una pentru partea de abur. Zona de vaporizare a tuburilor termice este inchisa intr-o carcasa, aflata la exteriorul rezervorului, in care se introduce aburul (sau apa fierbinte) de incalzire. Zona de condensare a tuburilor termice este plasata intr-o carcasa deschisa la un capat §i imersata in rezervorul de titei.

HIntrareabur

\

Peretele -ezetvorulu

151 prf loGiro condens

rasciculde tubLri tsrmice

V

Int’are pacura in speti j I -\ di nt'6 manta si tuouri le termi c© N

Ly

Iesire pecura incazta

Placa tubulara pe partea ce pscura L Maca Libulara pe partea de sbur

TLOjrlls tern ce sim sudate In Te;sre rlh ^pIr rlmis planiti h itare

Fig. 5.14. Preincalzitor de titei din tuburi termice

Caldura preluata de catre tuburile termice de la abur este transferata catre titeiul care curge (ca efect al aspiratiei pompei) in spatiul dintre manta §i fasciculul de tuburi termice.

Solutia tehnica prezinta marele avantaj al separarii complete dintre circuitul de abur de cel de titei chiar §i in cazul avarierii suprafetei de transfer (ceeace nu se intampla la incalzitoarele din tevi de tip serpentina).

In figura 5.15. este prezentata o alta solutie constructiva, cu sursa de caldura reprezentata de un focar.

125


Incalzitorul de titei este alcatuit din mai multe tuburi termice, individuale, montate prin sudura intr-o placa tubulara care desparte cele doua zone de transfer de

Fig. 5.15. Solutie constructiva de incalzitor de titeicu sursa de caldura arderea uni combustibil

caldura: zona de vaporizare a tuburilor termice aflata in contact cu gazele de ardere din focar §i zona de condensare aflata in contact cu produsul petrolier care curge intre fasciculul de tevi fi manta. Zona tuburilor termice aflata in contact cu gazele de ardere din focar este prevazuta cu aripioare sudate longitudinal.

126


6. CALCULUL TERMIC DE VERIFICARE AL SCHIMBATOARELOR DE CALDURA

Calculul de verificare se executa cu ocazia utilizarii unui schimbator de caldura disponibil in alte regimuri de lucru sau mtr-o alta aplicatie decat situatia functionala pentru care a fost dimensionat. Prin calculul de verificare se stabilejte compatibilitatea aparatului existent cu noile conditii de functionare impuse, respectiv se determina performantele aparatului in noua situatie functionala.

In astfel de calcule, de cele mai multe ori se cunosc:

=> suprafata de schimb de caldura a aparatului S ;=> tipul, forma §i solutia constructiva a aparatului;=> temperaturile de intrare ale agentilor termici 1/ ’ ; t2 ’;=> temperatura de ie§ire a agentului secundar t2” (ca parte din tema noii aplicatii); => debitul de agent termic primar C /.

Si raman ca necunoscute :

=> sarcina termica a schimbatorului Q ( sau tj ” ) ;=> debitul de agent termic secundar G2 .

Practic, m situatia prezentata anterior, se pune problema utilizarii unuischimbator de caldura existent, alimentat cu agent termic primar la parametricunoscuti (debit §i temperatura) pentru prepararea unui agent termic secundar de parametri impu§i (de catre utilizator), intrebarea primara fiind ce debit de agent secundar se poate prepara (la parametri ceruti) $i ce sarcina termica va avea schimbStorul, mai exact ce temperatura de ie§ire va avea agentul primar la iejirea din schimbator (deoarece debitul §i temperatura de intrare se cunosc).

In alte situatii de tema este posibil sa se impuna alti parametri, de exemplu debitul de agent secundar, urmand sa se determine temperatura de ie§ire din schimbator a acestuia.

Global, analizand situatia, necunoscutele de determinat pot fi:=> doua debite ( Gj §i G2);

sau=> doua temperaturi ( r / ’ §i t2 ” );

sau=> un debit §i o temperatura ( G/ §i t2” sau G2 §i t j ” ) .

127


In calculul termic de verificare se utilizeaza frecvent metoda eficienta termica £ - numar de unitati de transfer de caldura NTC.

Cu ipoteza randamentului termic maxim (al izolatiei) = 1, metoda

" £ - N TC " utilizeaza trei parametri adimensionali:

1- Eficienta termica a schimbatorului de caldura £ se define§te ca raportul dintre sarcina termica reala Q a aparatului §i sarcina termica maxima Qmax, corespunzatoare aparatului Tn contracurent. cu suprafata de schimb de caldura infinita:

£ — Q = ^1 ~ ?i ) _ w 2(t2 —t2) ^ ^

Qmax ^ m in ( ?1 _ h ) ^ m in ( f I — h )

unde Wmin reprezinta capacitatea termica minima dintre valorile W , §i W2cu :

W, = G, -c, ; W2 = C 2 -c2 (6 .2 )

Sarcina termica a schimbatorului se va calcula cu relatia :

Q = £ - G m ax = £ - W m m ( t l ~ t 2 ) (6 .3 )

2- Numarul de unitati de transfer de caldura NTC se define§te pentru cei doi agenti termici prin relatiile :

NT Ct = - S" = t = S^ - N T C 2 = k = t = ^ - (6 .4 )W, A tm A tm - W, At.. At...

Marimea N TC este un parametru adimensional care caracterizeaza posibilitatile de transfer de caldura ale aparatului §i are semnificatia de “lungime termica” parcursa de fluid Tn aparat.

W ■3- Raportul capacitatilor termice —01111 unde Wmin §i Wmax sunt respectiv

Wmaxvaloarea minima §i maxima dintre W, §i W2.

Pentru fiecare schimbator de caldura se pot stabili relatii de legatura Tntre mari mile de mai sus, sub forma :

= fW . ^

NTCnax , —— , schema de curgere\ Wm»

(6 .5)

128


Pentru circulatia in echicurent :

1 - exp

*«■=-

- NTC max wV max /(6.6)

Pentru circulatia in contracurent:

1 - exp - N TC n .Wg,

£ cc —

w.„w

exp NTC„W,max J

(6.7)

Pentru unele scheme de curgere mai des intalnite relatia (6.5) este reprezentata grafic. In figura 6.1 se prezinta grafic eficienta termica a schimbatorului de caldura cu o trecere prin manta §i doua sau multiplu de doi treceri prin tevi.

Se constata urmatoarele :

1 cand N TC —> °o §iW .

W .

cazul limitaW -W

—> 0 corespunde in practica condensatoarelor sau

vaporizatoarelor (la care temperatura proceselor ramane constanta §i c p = °°) precum

si schimbatoarelor de caldura gaz - apa, la care W » W( c . In acest caz, toate schemele de curgere au aceea§i eficienta termica :

£ = 1—exp(-ArrCmax) (6.8)

Calculul termic de verificare (alegere) se desfa§oara dupa urmatorul algoritm:

A. Daca se cunosc marimile S , G t , G 2, t \ , t j ?' se cere se determine Q,t\ , t2 ■

1. Din analiza schimbatorului de caldura se determina schema de curgere pentru cei doi agenti termici;

2. Se apreciaza caldurile specifice cpI §i cp2 (din aprecierea temperaturilor medii pentru cei doi agenti termici);

129


> NTCmax = k-S / Wmin

Fig. 6.1. Eficienta termica a schimbatorului de caldura cu o trecere prin manta fi doua sau multiplu de doi treceri prin tevi

W ■3. Se calculeaza raportul —01111;

Wmax4. Se admite o valoare orientativa pentru coeficientul global de schimb de

k' Scaldura k ’ si se calculeaza NTC = ------;* max XT, ’W ■nun

5. Se determina £’ cu relatii de calcul sau din diagrame;

• O' • ■ O ’6. Se calculeaza Q'= £ '-W . •(?. — r2) ; t ,= t- l - — -,t7 = t7 + —W, W2

1. Se determina (X\ , (X2 fi k .

Daca coeficientul k difera de k ’ cu mai mult de 3% se reia calculul cu noua valoare.

130


Calculele de verificare sunt analoage fi pentru cazurile cand, ca necunoscute, in

locul temperaturilor tx , t2 aPar a' te perechi de temperaturi.B. Daca se cunosc marimile S ,t\,t{\t2,t2 fi se cere sa se determine Q, G;, G2.

1. Se identifica schema de circulatie a agentilor termici;

2. Se determina ^ mecicc fi marimile P fi R (ca functii de t\,t] ,t2,t2) ;

3. Din diagrame se determina fi se calculeaza: ^ med ~ ^At ' ^ med( (.

M T C — — ^max Se stabilefte 1 v 1 max . .^ tmed

W . A t .min _ _____minSe calculeaza , , , , ;Vv A tmax max

Se determina £ ;Se apreciaza o valoare pentru k' pentru coeficientul global de transfer decaldura f i se determina Q '= k' ■ S ■ A t m ;

Q'Se calculeaza = — T------— ;e ( t i - t 2)

9. Din ecuatiile de bilant termic se determina W;, W2 fi apoi Gh G2 ;10.Se calculeaza a , , a ? fi k fi se verifica relatia : k e k ' ± 3%.

Daca aceasta relatie nu este Tndeplinita se reia calculul cu noua valoare k ' = k .

Pentru situatia de verificare prezentata la mcaputul capitolului ca fiind cea mai des mtalnita fi anume cea cu necunoscutele :

=> sarcina termica a schimbatorului Q ( sau r, ” ) fi=> debitul de agent termic secundar G2 ,

se poate genera un sistem de doua ecuatii cu doua necunoscute fara a mai trece prin definirea fi determinarea parametrilor £ f i N TC .

Se pornefte de la ecuatia de bilant a schimbatorului de caldura:

2 = 7-G, ■c1-(f'1-r"i) = G2 K S Atmed

Se expliciteaza Atmed fiseexprim a (/',-?",) = — —— si// ■G, ■<:,

(6.9)

<2 .G, ■ c - i

4.

5.

6 .

7.

8 .

131

CURS DE ARARATE TERMICE

Q . K - S - - K S t ' - ' 1i t " )111

Q Qtj ■ G| ■ c | G2 ' c2

K S

In

De unde rezulta:

In( r , - r \ )

(6 . 10 )

In( t '\- t’2) { rj ■G[ ■ c, G2 c2

K ■ S =>

K S(6 .11)

Si sistemul de ecuatii de determinare t ”/ §i G2 :

t", = t'2 + ( t ’I - t " , ) - e x p

_ I]- G , ■ c, • (t', — t",) 2 “ c2-(t"2- f 2)

ri-G^c, G2 c,K S

(6 . 12)

Desigur, ca §i in cazurile de aplicare a metodei £ - N TC , se porne§te de la o estimare a temperaturii de iejire a agentului primar t , ” $i se calculeaza sarcina termica Q a schimbatorului de caldura (cu relatia 6.9 prima ecuatie) dupa care rezulta debitul G2 (din cea de-a doua ecuatie din relatia 6.9).

Cunoscand temperaturile, debitele §i geometria de curgere, se poate determina coeficientul global de transfer de caldura K .

Cu aceste date cunoscute se pot rezolva ecuatiile din sistemul (6.12) §i se verifica erorile pentru parametrul t, ” ales la inceputul calculului.

Daca eroarea este mai mare de 1% se reinitializeaza tt ” §i se reia calculul.

132


7. ARDERE SI ARZATOARE.

7.1. PROPRIETATILE FIZICO-CHIMICE ALE COMBUSTIBILILOR

Combustibilii gazofi, lichizi sau solizi, destinati prepararii agentilor termici pentru nevoi de habitat sau nevoi tehnologice, au proprietatile descrise Tn continuare.

Com bustibili gazo$i

Combustibilii gazofi sunt combustibili naturali de zacamant, continand metan peste 95%, amestecat Tntr-o proportie mica cu gaze de sonda §i gaze de rafinarie (din care s-au extras hidrocarburile de tip propan si butan).

In cazul general, combustibilul gazos poate avea Tn compozitie urmatoarele componente: componente combustibile (metan - CH4 , etan - C2H6 , propan - C3F18 , butan - C4H 10 , hidrogen - H2 , hidrogen sulfurat - H2S, oxid de carbon - CO), componente inerte (dioxid de carbon - C 0 2, azot - N2 ) §i comburant (oxigen - 0 2) .

Com bustibili lichizi

Combustibilii lichizi utilizati la arzatoare de putere mica §i medie se Tmpart Tn mai multe categorii, dupa caracteristicile fizico-chimice.

Una din categorii este aceia a combustibilul lichid ufor (CLU) obtinut din reziduri provenite de la distilarea titeiului §i din amestecarea acestora cu fractiuni de distilare de tip motorina sau petrol lampant. Are o viscozitate mare fi nu poate fi pulverizat decat dupa o preTncalzire, functie de calitatea lui, la 50 -r 90 °C.

CLU se poate procura Tn 4 calitati cu caracteristicile prezentate Tn tab.7.1.

Tab. 7.1 - Calitatile combustibilului lichid ujor (CLU)Combustibil ichid usor (CLU) tip 1 2 3 4

Densitate la 20 cC 0.900 0.930 0.935 0.940

Vascozitatea °E la 20 “C 2 0 3 0 4.5

50 °C (max) 1 4 2 0 3.0 6.0

80 °C (max) 3.0

Punct do congelare °C (max)

iarna 15 15 10 0

vara 5 5 r 5

Punct de inflamab litate °C (mini 50 55 60 65

Apa % (max) 0.1 05 0.5 0.5

Cenusa % (max) 0.05 0 1 0.1 0.2

Sulf % (max) 0 5 1 0 2.0 2.0

Cifra de cocs % (max) 1 4 5 8

Putere calorica inferioara KJ kg (min) 41 BOO 40550 40350 39700

133


Combustibilul lichid de tip M este o motorina cu fractie mai largS de distilare. Din punctul de vedere al procesului de ardere are toate caracteristicile motorinei pentru motoarele Diesel, in particular aceea ca, avand viscozitate redusa, poate fi pulverizat fin la temperatura ambiantS obi$nuitS din centrala termica, insS trebuiesc luate mSsuri suplimentare de filtrare.

In cazul general, combustibilul poate avea in compozitie urmatoarele elemente, in care simbolurile reprezintS participatii gravimetrice procentuale (%) in unitatea (kg) de combustibil: componente combustibile (C, H, S), componente inerte (N, W, A) §i comburant 0 2 . Conventional se noteaza cu W continutul de LLO (apa) §i cu A continutul de cenu§a.

Spre deosebire de combustibilii gazoiji unde compozitia este data pe participants volumetrici ai componentelor efective, CH4 ,C2H6 etc., la combustibili lichizi §i solizi componentele se dau in participatii gravimetrice §i nu pe componente efective (formulele de hidrocarburi §.a) ci in continutul total de C. H 5.a. determinate titrimetric in laborator.

7.2. ASPECTE CHIMICE ALE ARDERII, AER NECESAR ARDERII, GAZE DE ARDERE REZULTATE.

Aerul necesar arderii reprezinta cantitatea de aer ce trebuie furnizata unitStii de combustibil pentru a se putea desfa§ura reactiile chimice de oxidare ale componentelor combustibile.

Se definejte aerul stoichiometric de ardere ca fiind cel corespunzStor reactiilor chimice de oxidare, fara rezerve (aer Tn exces) §i fara existenta unor fractii de ardere incompletS in urma procesului de oxidare. Aerul stoichiometric reprezinta de fapt cantitatea de aer ce o va consuma prin reactiile chimice de oxidare unitatea de combustibil in conditii de ardere completa.

In realitatea tehnica, deoarece este imposibila amestecarea completa §i perfects intre aerul de ardere §i combustibil, se definejte aerul real de ardere ca fiind cantitatea reals de aer ce se va furniza in procesul de ardere pentru a se asigura arderea completS. Aceasta cantitate de aer este superioara celei stoichiometrice iar diferenta se nu incite exces de aer.

In cazul calculelor de proiectare. utilizandu-se Sistemul International de unitati de mSsurS, se considers cS arderea are loc in conditii normale fizice: pn = 1,013 bar §i T„ =273.15 K.

In cazul evaluSrii parametrilor de fuctionare ai cazanelor incercate, pentru ujurarea calculelor. Standardele Europene admit §i conditiile tehnice de ardere: Po =1.013 bar §i T„ =288,15 K (15°C) .

134


Gazele rezultate din ardere au urmatoarele componente :co2 - din arderea completa a carbonuluih 2o - din arderea completa a hidrogenuluis o 2 - din arderea sulfuluin2 - din aerul de ardere fi din azotul de

constitutie al combustibiluluio2 - oxigenul din aerul in excesCO - din arderea incomplete a carbonuluiNO si NO, - din oxidarea azotuluiAv - cenufa volanta si funingine.

Calculul arderii combustibilului gazos

Calculul arderii combustibilului gazos se refera la arderea unitatii de volum (1 rn3N-) de gaz in conditii normale fizice.

Pentru a determina volumul teoretic (V0) de aer necesar arderii stoichiometrice (teoretice, fara exces de aer) a unui metru cub normal de combustibil se utilizeaza relatia:

V(l = 0,0476 0,5 • CO + 0,5 •//, +l,5-H2S + Y ,[m + j -C mH„- 0 , j [mJN/m 5NC] (7.1

Elementele componente ale combustibilului se introduc in relatie cu valorile procentuale.

Simbolurile chimice reprezinta participate volumetrice procentuale ale componentelor respective in combustibil, ” CmH„” reprezinta expresia generala a hidrocarburilor componente iar unitatea mJNc are semnificatia normal metru cub de combustibil. La componentele care lipsesc in compozitie se introduce valoarea 0.

Arderea reala se face cu un coeficient de exces de aer a definit ca raportul dintre aerul real introdus in procesul de ardere V [nr N / m3Nc] fi aerul stoichiometric necesar Vo [nr'N / nr’Nc],

Coeficientul de exces de aer este o importanta caracteristica economica a arderii deoarece la excese mari de aer se maresc pierderile de caldura prin evacuarea gazelor din cazan iar la excese prea mici de aer, omogeneizarea imperfecta dintre combustibil fi aer duce la aparitia unei arderi incomplete, manifestata prin prezenta neeconomica de CO in gazele de evacuare.

Componentele gazelor de ardere pentru arderea stoichiometrica (teoretica, fara exces de aer) se determina astfel:

Volumul de bioxid de carbon:VC(;2 = 0,01 • \C 02 + CO + ^ m ■ CmH n] [ m3N/m 3 J (7.2)

Volumul de bioxid de sulf din gazele de ardere:

135


— 0,01 • [ / / 25'] [ c] (7.3)

Volumul total al gazelor triatomice C 0 2 fi S 0 2 din gazele de ardere se noteaza generic cu VROi:

Vro,= Vco, + Vso, [ mjj / mjj c] (7.4)

Volumul de azot din gazele de ardere:N

VNi = O ,7 9 V 0 + j ^ [m-;/m3N{] (7.5)

Volumul de vapori de apa din gazele de ardere:

^ = 0 , 0 1 [H2 + H 2S + ' £ " C mH ii] + 0 ,016V0 [ m 3/ m 3 c] (7 .6)

Volumul teoretic de gaze de ardere fara exces de aer ( a = 1)

Sga = VroVgO — VrOt + ^ n 2 + Vh-,0 [m^/tn'Nc] (7.7)

Pentru combustibilii gazofi. in cazul proceselor tehnice de ardere (specifice cazanelor) se poate spune ca valorile uzuale ale coeficientului de exces de aer in focar sunt:

a = 1,05 +1,1 pentru focare cu arzatoare cu aer insuflat fi a = 1,1 +1,15 pentru focare cu arzatoare autoaspirante (atmosferice).

Pentru calculul arderii cu exces de aer se modifica volumul de aer necesar arderii fi volumul total de gaze de ardere astfel:

Volumul real de aer necesar arderii:Va = a-V,) [ m^ / m^ J (7.8)

Volumul real al gazelor de ardere:V '= V S0+ ( a - i y V o [m-;/m3NC] (7.9)

Pe langa calcularea necesarului stoichiomatric fi real de aer de ardere fi a volumelor de compufi ai gazelor de ardere, in cadrul calculului se mai determina fi o serie de parametrii de caracterizare fizico - chimica a gazelor de ardere:

Densitatea gazelor de ardere la stare normala

p , +1,293- VPa = ” v --------- [kg/ m3N ] (7.10)

unde p comb este densitatea combustibilului [kg/nrj,c].

136


Presiunea partiala a gazelor triatomice de tip RO, din gazele de ardere: yy ri

P r o 2 = T T - ■ P s [bar] (7.11)8

§i presiunea partiala a vaporilor de apa:

V H O

P h 2 o = - T 7 - - P s [bar] (7.12)g

unde pa este presiunea absoluta a gazelor de ardere p , = po s 1 bar .

Puterea calorica inferioara a combustibilului gazos se determina cu relatia:

H, = 126,4 ■ CO +107,9 ■ H + 229-H 2S + 358-CH4+ 637,3 ■ C2H , +

+ 912,4- C3/ / 8 + l 184- C4H w [kJ/m3NC] (7.13)

Componentele volumice ale combustibilului se introduc in procente.

Pentru cazul combustibilului gazos natural utilizat in retelele de distribute, cu compozitia medie: ________ ________ _______ _______ ______

CH4 c 2h 6 O, n 2 %98,5 0,8 0,2 0,5 %

puterea calorica inferioara este Hj =36000 kJ/mJ,.

Pentru combustibil gazos natural in amestec (50%) cu gaz de sonda degazolinat, cu compozitia medie:

c h 4 c 2h 6 c 3h 8 C4H I0 On Ni %95,6 2,8 0,6 0,6 0,1 0,3 %

puterea calorica este Hs = 37000 kJ/ m J,.

Calculul arderii combustibilului lichid sau solid

Calculul arderii combustibilului lichid sau solid se refera la arderea unitatii de masa (1kg) de combustibil in conditii normale fizice. Elementele componente ale combustibilului se exprima prin participatii masice. Deoarece sulful se afla in cantitate mica in combustibil (sub 5%) se determina a§a zisul „carbon redus” (K) admitand ca produsele arderii carbonului sunt identice cu cele pentru „carbonul redus”.

K = C + 0,375 • 5 [%] (7.14)

Analog calculului arderii pentru combustibilul gazos, se determina volumul teoretic (V0) de aer necesar arderii stoichiometrice a unui kg de combustibil:

V0 =0,0889- K + 0,265- / / -0 ,0 3 3 3 -0 [ m3N/kg] (7.15)

137


Componentele gazelor de ardere pentru arderea stoichiometrica sunt:

volumul de bioxid de carbon §i bioxid de sulf din gazele de ardere:

VKOl =1’866* ^ (7 -16)

volumul de azot din gazele de ardere:

VN = 0,79 - r0 + 0,8-— [mL/kg] (7.17)0 J00 N

volumul de vapori de apa din gazele de ardere:9 -H + W

Vh2c,= 8Q4 + 0 .0 1 6 -V0 [ m’/kg| (7.18)

volumul teoretic de gaze de ardere fara exces de aer ( a = 1)

VgO = Vro2 + V 2 + VH2o [rn^/kg] (7.19)

volumul real de aer necesar arderii cu exces de aer:Va = a- V0 [m3N/kg] (7.20)

Valorile uzuale ale coefincientului de exces de aer Tn focar sunt: a = 1.05 + 1.1 pentru focare cu ardere intensificata a = 1,1 +1,15 pentru focare cu ardere normala

Pentru situatia reala de ardere cu exces de aer se calculeaza:

volumul real al gazelor de ardere:

v « = Vt + ( a - ]) - Vo K , /k g ] (7.21)

P0 = ----- —------- [kg/m3 ] (7.22)

densitatea gazelor de ardere la stare normala 1 +1,293 V

npresiunea partiala a gazelor de tip R 0 2 Tn gazele de ardere:

vD R°2

r o 2 = ' Pg [bar] (7.23)

§i presiunea partiala a vaporilor de apa:V

D _HiO ^ ' P $ [bar] (7.24)

unde pg este presiunea absoluta a gazelor de ardere: p„ = p0 = 1 bar .

138


Puterea calorica inferioara a combustibililor lichizi sau solizi este se determina cu relatia:

H_ = 3 3 9 ,0 -C + 1200 ( O ' ( 9^|H ------ + 104,7 ■ S - 25,1 • W —8 y I s j

Tn care componentele combustibilului se exprima Tn procente.

Combustibil lichid u?or (CLU) 42000 kJ/kgPacura 38000 + 39000 kJ/kg

Pentru lignit puterea calorica inferioara variaza foarte mult, astfel:Lignit inferior 6700 + 7500 kJ/kgLignit superior 10000+ 14000 kJ/kg

Diagrama I - 1

Valoarea entalpiei (I) a gazelor de ardere obtinute din arderea unitatii de combustibil ( m3N. sau kg) este data de relatia:

~ Vro2 ' *'/;o2 VNi • iNi + VHlo ' +(OC — 1) ■ V0 • iaer [kJ/u.c.] (7.26)

unde ’■ko^ ^ n1^ h2o §i K,er reprezintaentalpiile specifice ale gazelor componente §i suntfunctie de temperatura gazelor de ardere (r) iar u.c. din unitatea de masura Tnseamna unitate de combustibil adica [mJN] sau [kg].

La diverse temperaturi ale gazelor de ardere (0+2000 °C) se determina entalpia amestecului utilizandu-se tabelul de calcul 7.1. Conform tabelului 7.1., se determina valorile din coloanele 3, 5 §i 7 care Tnsumate dau entalpia gazelor de ardere Tn conditii teoretice (/?„).Pentru diverse valori ale coeficientului de exces de aer (ai=afocar, a2>ai; a j>a2 etc.) se obtin valorile din coloanele 12, 14, 16 etc.

Se traseaza diagramele functiei:I = / (t, a) (7.27)

139


asemenea familiei de curbe de parametru a reprezentate Tn figura 7.2, utilizand scari convenabile (1:10; 1:20; 1:50 sau multipli).

Diagrama I-t este specifica combustibilului pentru care a fost determinate.

Modalitatile de utilizare a diagramei I - t sunt urmatoarele:

a) Daca se dau, pentru o suprafata de schimb de caldura, temperaturile de intrare si iefirea a gazelor de ardere, precum fi coeficientii de exces de aer corespunzatori, se poate determina fluxul de caldura cedat de gazele de ardere. Astfel, se citesc Tn diagrama I-t valorile entalpiei gazelor de ardere la intrarea fi respectiv iefirea din procesul de transfer de caldura /, = f ( t i,oej ) fi I e = f (te,OCe) apoi se determina fluxul de caldura cedat de gazele de ardere :

Q = B ( L - I e) [kW] (7.28)

unde B este consumul de combustibil [kg/s sau m^/s],

b) Daca se dau, pentru o suprafata de schimb de caldura, fluxul de caldura cedat de gazele de ardere Q fi parametrii initiali ai gazelor de ardere, temperatura fi excesul de aer, se poate determina temperatura de iefire a gazelor de ardere, pentru un coeficient de exces de aer a cunoscut. Astfel se citefte Tn diagrama I-t valoareaIj = f (t ; , CCi ) fi apoi se determina entalpia :

K = l , ~ [kJ/u.c.] (7.29)D

In final se citefte Tn diagrama I-t valoarea: te = f ( I e,(Xe) .

Tabelul 7.2. Entalpia gazelor de ardere rezultate din arderea unitatii de combustibil [kJ/m3N] sau [kl/kg]

tj,

° c

Vv ROj V n 3 = Vy 11,0 _ II

M < V 0=a=

( a - l ) =in

continuare ptr.a marit din

0,1 in 0,1

'n o .

' ro2

X

vv RO,

S X

V n 2*11,0

V h ; 0 x

' h ,0

1 X - Viiaer

i ae rX

v0 = k

( a - l ) x

( i a e r X X ,)

1=1 o +( a - l ) x

( i a« x V o>

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

01002 0 0

170 .03 5 7 ,5

129 ,52 5 9 ,8

150,53 0 4 ,4

130 ,02 6 1 ,3

OO

On

4^

8 8

8 7 7 1 ,812241704

5 2 6 ,58 0 4 ,01093

6 2 6 ,29 6 8 ,5133 4

5 3 1 .68 1 3 .7 1107

10CK)12001400

2 2 0 32 7 1 63 2 3 8

139116972 0 0 8

1 72 22 1 3 22 5 5 8

140917192 0 3 3

160018002 0 0 0

377 24 3 0 348 4 3

2311264 32 9 3 4

30013 4 5 83 9 2 4

235 3267 53001


Diagrama cc - 1

In cazul calculelor rapide de verificare sau chiar §i a celor de dimensionare fara pretentii de exactitate, este mai comod sa se lucreze cu calduri specifice medii ale gazelor de ardere la presiune constanta, in loc de entalpii. Relatia de legatura I-cp este:

7 = W r = K + ( « “ 1)■ V,,J c p -t (7.30)?i

Vro, vh,o Vn, { a - \)V 0Cr = Y ~ ' C«a- + ^ T ' C - + ------y --------Caer (7‘31}8 8 X 8

Deoarece variatia caldurii specifice cu compozitia gazelor de ardere este relativ mica, tabelele sau diagramele de calduri specifice functie de temperatura sunt practic utilizabile pentru toti combustibilii din aceea§i clasa (gaz, lichid, solid).

In continuare se prezinta tabelele 7.3 §i 7.4 pentru gazele de ardere provenite din arderea combustibililor gazo§i, respectiv lichizi cu ajutorul carora pot fi trasate diagramele cp=/(t,a).

Tabelul 7.3. Calduri specifice medii in kJ/(m3NK) ,pentru gaze de ardere provenite din arderea combustibililor gazo§i

t ("C) a= l 0=1,1 0=1,2 a=l,5 a=2,00 1,3670 1,3582 1,3532 1,3435 1,3327

100 1,3762 1,3699 1,3645 1,3532 1,3410200 1,3904 1,3837 1,3779 1,3653 1,3523300 1,4067 1,3992 1,3929 1,3804 1,3657400 1,4243 1,4164 1,4097 1,3946 1,3809500 1.4432 1,4344 1,4277 1.4130 1,3967600 1,4620 1,4532 1,4457 1,4306 1.4134700 1,4808 1,4716 1,4641 1,4478 1,4306800 1,4992 1,4905 1,4821 1,4653 1,4469900 1,5177 1,5076 1,4997 1,4821 1,46281000 1,5348 1,5248 1,5160 1.4976 1.47831100 1,5516 1,541 1 1,5319 1,5126 1,49251200 1,5675 1,5566 1,5474 1,5273 1,50641300 1,5825 1,5717 1,5616 1,5411 1,51981400 1.5968 1.5855 1,5754 1,5545 1,53191500 1,6102 1.5984 1,5884 1.5662 1,54361600 1,6231 1,6110 1,6005 1,5779 1.55411700 1,6361 1,6231 1.6123 1,5892 1.56451800 1,6470 1,6340 1,6231 1,5993 1,57461900 1,6575 1,6445 1,6336 1,6093 1,58382000 1,6675 1,6545 1,6428 1.6181 1,5922

141


Tabelul 7.4. Calduri specifice medii in kJ/m^K,pentru gaze de ardere jroven ite din arderea com bustib ililo r lichizi

t c’c) a= l 0=1,1 0=1,2 0=1,5 o=20 1,3674 1,3595 1,3565 1,3444 1.3335

100 1,3825 1,3741 1,3703 1,3569 1,3440200 1,3988 1,3892 1, 3854 1,3720 1,3590300 1,4164 1,4055 1,4013 1,3860 1,3720400 1,4356 1,4252 1,4201 1,4030 1,3850500 1.4557 1,4453 1.4398 1,4214 1.4042600 1,4766 1,4649 1,4586 1.4386 1,4206700 1,4951 1.4850 1,4779 1.4561 1,4386800 1,5135 1.5030 1,4955 1,4737 1,4545900 1,5340 1.5206 1,5131 1,4905 1,47041000 1,5516 1.5378 1,5306 1,5072 1,48671100 1,5696 1,5549 1, 5476 1,5223 1,50181200 1.5830 1.5708 1,5645 1,5373 1,51521300 1,5995 1,5846 1,5763 1,5507 1, 52861400 1,6143 1,6005 1,5909 1,5641 1,54111500 1,6265 1,6123 1,6022 1,5754 1,55201600 1.6411 1,6265 1,6169 1,5880 1,56371700 1.6520 1,6378 1,6261 1,5976 1,57291800 1,6646 1,6482 1,6386 1.6085 1,58341900 1,6734 1,6545 1,6478 1,6181 1,59172000 1,6822 1,6637 1,6570 1,6277 1,6018

Modurile de utilizare a caldurilor specifice ale gazelor de ardere in calculele termice:

a) Daca se dau, pentru o suprafata de schimb de caldura, temperaturile de intrare §i iesire ale gazelor de ardere, precum §i excesele de aer corespunzatoare, se poate determina fluxul de caldura cedat de gazele de ardere:

c r = f ( t !, a i) ?i cr = f ( t e, a e)rezulta:

Q-- B(Vg • r .. - V -r.. •/,) (7.32)unde:B - debitul de combustibil (kg/s, nr^/s).Vg - volumul de gaze de ardere pentru unitatea de combustibil ( m^/kg, nrJ,/m3N)

b) Daca se dau, pentru o suprafata de schimb de caldura, fluxul de caldura cedat de gazele de ardere §i parametrii initiali ai gazelor de ardere (temperatura §i exces de aer), se poate determina temperatura de iesire a gazelor de ardere, la un anumit exces de aer cunoscut, fiind necesare insa l-r2 iteratii de clacul.

Cu valorile (tis a,), din tabele rezulta caldura specifica a gazelor la intrare c p . Se

presupune o valoare t:. §i cu aceasta valoare §i pentru excesul de aer ctg se obtine c .

142


Se determina i] cu relatia: K (7.33)

daca te difera fata te cu mai mult de un gard, se reia calculul o cu noua valoare

t'e =C-

In final se determina temperatura de iefire a gazelor de ardere te pentru c :

(7.34)

Avand in vedere ca variatia caldurii specifice cu temperatura este foarte mica, nu sunt necesare niciodata mai mult de 2 iteratii.

Pentru determinarea caldurilor specifice ale componentelor gazelor de ardere pot fi utilizate urmatoarele relatii:

sau pentru valori medii ale caldurii specifice a amestecului de gaze de ardere pentru combustibili clasici (relatii valabile pentru intervalul de temperatura t=l 00+900 °C):

In figurile 7.2, 7.3 §i 7.4 sunt prezentate diagramele de variatie a caldurii specifice medii pentru gaze naturale, combustibili lichizi §i un anumit combustibil solid.

Aceste tabele §i grafice sunt orientative (suficient de corecte pentru calcule practice inginerefti).

Cga, = 1,7003 + 4,1759 • 10 '3 (r - 1 OO)0'701 [kJ/ m3. K]

cH}0 = 1,5051 + 8,4142-1 O'5 (t - 1 00)U54 [kJ/ m3N K|

cNi =1,2958+ 9,3464-10^6 (r - 100)135 [kJ/m3 K]

cm =1,3004 + 3,6974 ■ 10“3 (f -100)-1169 [kJ/m3NK]

(7.35)

(7.36)

(7.37)

(7.38)

gazofi: c pg = 4,186(0,31882+3,7393-10“V) [kJ/m^K] (7.39)

lichizi: c pg = 4,186(0,32118 + 3,8107 -10_5r) [kJ/m^K] (7.40)

solizi: c pg =4,186(0,32265 + 4,45-10“5r) [kJ/m3NK] (7.41)


Fig. 7.3. Diagrama cp - 1 pentru combustibili lichizi


7.3. ASPECTE CINETICE ALE ARDERII - FRONTUL DE FLACARA.

PARAMETRII FIZICI Al VITEZEI NORMALE DE ARDERE

Se define§te frontul de flacara ca fiind suprafata pe care se desfa§oara procesul de ardere.

Viteza de ardere, perpendiculara pe acest front de flacara, are o valoare oarecare, iar procesul de ardere necesita un timp de desfa§urare. Aceasta face ca frontul de flacara sa aiba o anumita grosime. In unele analize simplificate, mai ales in cazul fronturilor de flacara laminare, se poate totu§i considera ca frontul de flacara are o grosime neglijabila, deci frontul de flacara este o suprafata fara grosime. Ca ordin de marime, in sprijinul acestei simplificari, grosimea frontului de flacara laminar este de0,2 - 0,5 mm, ceea ce este neglijabil fata de celelalte dimensiuni ale flacarii.

Din punct de vedere cinetic, frontul de flacara laminar se poate propaga Tntr-un amestec combustibil in repaus sau in curgere laminara, deci poate fi:

145


• in deplasare cu viteza de ardere, intr-un amestec combustibil in repaus (fig.7.5.a) cu conditia ca starea termodinamica a amestecului combustibil sa nu varieze;

• stationar in spatiu, in cazul cand amestecul combustibil se deplaseaza cu viteza normala de ardere (fig. 7.5.b).

Fig. 7.5. Front de flacara laminara. amestec combustibil in repaus ;b. front de flacara stationar tn amestec combustibil tn curgere.

Un caz mai general este acela al curgerii laminare a unui amestec combustibil cu o viteza mai mare decat viteza laminara de ardere. In acest caz, un front de flacara stabilizat va genera o suprafata cu o tnclinare fata de liniile de curent ale jetului de amestec combustibil, cu un unghi a astfel ca sa fie satisfacuta egalitatea intre componenta inclinata a vitezei de inaintare w*cosa fi viteza laminara de ardere u<,:

u0 = w ■ cos a (7.42)

Unghiul frontului de flacara fata de directia de curgere a amestecului combustibil este ilustrat in figura 7.6.

Ca o aplicatie experimentala se prezinta forma flacarii laminare la un bee Bunsen alimentat cu amestec combustibil, unde viteza de inaintare w este mai mare decat viteza normala de ardere u0 , cu flacara stabilizata pe conturul de iefire. Se remarca tn figura 7.7 unghiul a al frontului de flacara fi liniile de curent ale produselor de ardere ce ies perpendicular pe frontul de flacara, apoi, datorita fortelor ascensionale date de faptul ca gazele de ardere au o temperatura ridicata, liniile de curent se curbeaza in sus.

146


Fig. 7.6. Unghiul frontului de flacara Fig. 7,7. Viteze §i linii de curent Tntr-ofata de jetul de amestec combustibil flacara laminara conica

O importanta deosebita in analiza frontului de flacara laminar o are evolutia temperaturii pe directia perpendiculars frontului de flacara §i evolutia concentratiei de radicali liberi (molecule ionizate) care determina fenomenul fizico-chimic al procesului de ardere. Evolutiile sunt prezentate Tn figura 7.8.

De la temperatura initials a amestecului combustibil t„ , Tn vecinatatea frontului de flacSrS, se produce o Tncalzire a amestecului combustibil panS la temperatura de aprindere tap.

Aceasta temperatura este caracteristicS fiecSrui amestec combustibil §i, din teoria cinetica a arderii, reprezintS temperatura la care viteza de producere a radicalilor liberi este mai mare decat viteza de Intrerupere a reactiilor cu acejti radicali. Caracteristic zonei de TncSlzire a amestecului combustibil este cS transferul de cSldurS de la frontul de flacSrS se face prin conductie, ceea ce este normal deoarece proprietatile radiante ale amestecului combustibil sunt neglijabile iar fenomene de convectie nu pot apSrea.

In zona de pregStire A x P fluxul de cSldurS preluat de o sectiune Sc de tub de curent de amestec combustibil pentru TncSlzire de la temperatura initials t0 la temperatura de aprindere tap este:

Q, = w0 -Sc-p-cp -(tap - 10) (7.43)

iar fluxul de cSldurS transmis prin conductie este:Qx = Sc-A,-(tap- to) / A xP (7.44.)Regimul fiind stationar, cele douS fluxuri de cSldurS sunt egale, de unde rezultS

grosimea zonei de pregatire A xP :

A xP = A, / (p-Cp- w0) = a / w0 (7.45)

147


adica raportul dintre „a” coeficientul de difuzivitate a temperaturii §i grosimea zonei de pregatire a amestecului combustibil este egal cu viteza de ardere laminara.

Fig. 7.8. Evolutia temperaturii §i concenlratiei de ioni in zona frontului de flacara

Pentru a estima grosimea zonei de pregatire A xP , se determina din tabelele de constante fizice ale gazelor valoarea medie (la t=350° C) a coeficientului de difuzivitate a temperaturii a = 80 ■ 10 ~(1 m2 /s ji viteza de inaintare w0 = u0 = 0,36 in/s (amestec stoichiometric de metan §i aer) §i rezulta : A xP = 2,2 ■ 10'4 m = 0.22 mm Se constata ca grosimea zonei de pregatire este extrem de mica,de ordinul de marime al posibilitatii de masurare cu aparatura clasica a distantelor, ceea ce justifica afirmatia ca locul in care se gasejte frontul de flacara este acela unde temperatura este egala cu temperatura de aprindere tap.

Aceasta prezumtie este foarte importanta deoarece in lucrarile experimentale permite localizarea frontului de flacara prin masurarea de temperatura.

in continuare se poate aprecia grosimea frontului de flacara. Pentru zona de reactie, unde datorita degajarii de caldura din procesul de ardere temperatura are o crejtere de la tap la tf , relativ mica datorita transferului de caldura din frontul de flacara spre amestecul combustibil, ecuatia de proces folosind valori finite este:

Qa = w0 -Sc-p-cp -(tf - tap ) = Sc-Axr H (7.46)

unde H este efectul termic al reactiei unitatii de volum. ce se determina din cinetica de ardere.

Din aceasta ecuatie rezulta grosimea frontului de flacara:

Axf = p- cp ■ (tf - tap) / H (7.47)

in instalatiile experimentale se realizeaza o temperatura de flacara de ordinul tf = 1000" C, ceea ce duce, pentru un efect termic de reactie pentru amestecul stoichiometric de gaz natural cu aer H = 1,22-104 [kJ/(nr ■ K)] , la o grosime de front de flacara : Ax} = 3-10‘4 m = 0,3 mm

148


Se remarcS grosimea foarte mica a frontului de flacara, ceea ce justifies ipoteza initials cS frontul de flacSrS laminar are o grosime neglijabilS.

Din teoria cineticS a arderii fi din sumarul de fenomen fizic prezentat anterior rezultS cS viteza normals de ardere este o constants fizicS a amestecului combustibil.

Ca orice mSrime de stare, nu va depinde de geometria sistemului de ardere fi de caracteristicile aerodinamice, cu conditia ca ele sa se Tncadreze in conditiile de curgere laminara.

Viteza normala de ardere este singura vitezS de proces posibila, conform cineticii arderii, deci reprezintS o caracteristicS foarte importantS a procesului de ardere, avand o influenta directa asupra stabilitStii fi dimensiunilor flScSrii. Se va putea urmari cS, in cazul flScarilor turbulente sau in cazul flacarilor limitate de pereti, viteza de ardere aparentS crefte, dar pe seama unor parametrii aerodinamici, viteza normala de ardere rSmanand o constanta a sistemului.

Viteza normala de ardere depinde, ca orice marime de stare, de natura combustibilului, dozajul combustibilului in amestec, temperatura initials a amestecului combustibil fi presiunea initials.

Se constata experimental ca viteza normals de ardere maxima corespunde unui dozaj (p nOmcix putin diferit de dozajul stoichiometric (ps In tabelul 7.5 se dau vitezele normale de ardere pentru diferiti combustibili, cu valorile maxime fi valorile stoichiometrice.

Tabelul 7.5. Viteza normala de ardere pentru diferiti combustibilih 2 CO c h 4 c 2h « CjHg c 4h ,„ C2H,

Viteza normala maxima de ardere uonm [cm/s]

267 42 37 40 38 37 135

Dozajul cobustibiL/amestec laUOmax : ^PuOmax I I

42 43 10,5 6,3 4.3 3,3 7

Dozajul stoichiometriccps, m

29,5 29.5 9.5 5,64 4,02 3.12 6.5

Viteza normala de ardere la dozaj stoichiometric uo [cm/s]

160 30 28 - - - 92,3

Se constats experimental cS variatia vitezei normale de ardere cu dozajul, in coordonate adimensionale u0 / u0max = f (<p / 9 u0max) are aceeafi alura pentru toti combustibilii. Diagrama specifics este prezentatS in figura 7.9.

Sunt puse in evidentS in diagrama de variatie a vitezei normale de ardere fi douS limite de dozaje ale amestecului combustibil la care viteza de ardere devine nulS. In afara celor doua limite arderea este imposibilS, amestecul combustibil fiind neinflamabil.

Explicatia este aceea ca in afara limitelor de inflamabilitate numSrul relativ de molecule inerte (aer sau combustibil in exces) este atat de mare incat dupS ce reactiile

149


de ardere se amorseaza printr-o aprindere, reactiile se sting §i nu se mai propaga mai departe datorita intreruperii lanturilor de reactii pe molecule inerte.

Fig. 7.9. Variatia vitezei normale de ardere functie de dozaj (coordonate adimensionale)

Limitele de aprindere pentru cativa combustibili in amestec cu aerul, la temperatura ambianta, sunt prezentate in tabelul 7.6. Importanta cunoa§terii limitelor de aprindere este foarte mare deoarece un proces de ardere se poate intrerupe daca apare o fluctuate de dozaj care sa intreaca aceste limite. Se observa din tabelul 7.6. ca pentru hidrocarburi limitele sunt foarte apropiate, deci pericolul de stingere la dozaje incorecte de combustibil in amestec este foarte mare.

Tabelul 7.6. Dozaje la limite de aprindere

Combustibil Limita inferioara de aprindere cpinf [%]

Limita superioara de aprindere (psup [%]

H t 4,1 74,2CO 12,5 74,5

c h 4 5,3 14,9c 2 h 6 3,1 12,5c 3 h 8 2,4 9,5C4 H ,o 1,8 8,4c 2 h 2 2,5 80

Ridicarea temperaturii initiale a amestecului combustibil duce la ridicarea temperaturii adiabatice de ardere si a vitezei de ardere, conform relatiei lui Arrhenius. Se poate determina o relatie experimentala de dependents de forma:

uoi / u02 = (T0i / T o2) U5 ~ mo (7.48)

150


unde T0 este temperatura initials a amestecului combustibil [K],

Pentru exemplificare se prezintS Tn figura 7.10 o astfel de curba pentru amestec stoichiometric de vapori de benzinS Tn aer.

Fig. 7.10. Variatia vitezei normale de ardere functie de temperatura amestecului combustibil

Presiunea influenteaza viteza normala de ardere dupa o lege de forma:

u01 / u 02 = (pi / p 2) n/2' 1 (7.49)unde n este ordinul de reactie.

Ordinul de reactie la hidrocarburi fiind mai mic decat 2 , rezulta n/2-1 negativ cu valorile - 0,2 ... - 0,5. Cu toate ca viteza normala de ardere scade cu create re a presiunii, cantitatea de combustibil arsS create deoarece, prin comprimare, cantitatea de substanta Tn volumul unitar create direct proportional cu presiunea (legea fundamentals a gazelor).

DEFINIREA VITEZEI TURBULENTE DE ARDERE

Viteza turbulenta de ardere este o marime ce caracterizeazS Tn mod global, la nivel macroscopic, procesul de ardere al unui amestec combustibil Tn regim de curgere turbulent. Datorita pe de o parte pulsatiei turbulente a vitezei curentului de amestec combustibil iar, pe de alta parte, a faptului ca viteza normals de ardere este constants pentru amestecul respectiv de comburant-carburant, frontul de flacSrS va cSpSta o forma ondulatS. Viteza normals de ardere va fi perpendiculars pe orice element de suprafata din cadrul frontului de flacara §i egalS cu componenta normals pe respectivul element de suprafatS a vitezei momentane de Tnaintare, de aici rezultand forma ondulata a frontului de flacara.

La nivel macroscopic ondularea frontului de flacara are ca efect aparitia unei anumite grosimi a acestuia (cca. 2-3 mm) spre deosebire de cazul frontului de flacara laminar, cu grosime micS (cca 0,2 mm). De asemenea, calculatS cu ajutorul ecuatiei de continuitate la nivelul curgerii amestecului combustibil. aparent, viteza de deplasare a frontului de flacSrS turbulent create la valori ce depS§esc viteza normals de ardere.

151


Aceasta viteza aparenta de deplasare a frontului de flacara se numeste “viteza turbulenta de ardere - ut

Viteza turbulenta de ardere este deci o functie de viteza laminara de ardere (viteza normala de ardere) §i de factorii aerodinamici de curgere (pulsatia turbulenta).

Turbulenta este caracterizata prin trei marimi importante pentru procesul deardere:

• intensitatea relativa a turbulentei e ;• scala turbulentei I ;• coeficientul de difuzie turbulenta DT

Intensitatea medie a turbulentei este raportul dintre viteza medie patratica fluctuanta a curentului §i viteza medie de deplasare:

w r w v w .£x = — ; £ , = — ■, £z = — (7.50)

w x w.. ' w.

Scala turbulentei are doua definitii, legate intre ele. Scala de turbulenta LAGRANGE este distanta medie “1T” pe care particulele se mifca in forma de cvasisolid in curgerea turbulenta. Deoarece orice distanta pe o traiectorie este definita ca produsul dintre viteza §i timp, §i in cazul curgerii turbulente lungimea medie a traseului parcurs de un cvasisolid pana cand se transforma intr-un alt cvasisolid determina x0 • Acesta este denumit timp caracteristic de turbulenta.

1T = w’ ■ T0 (7.51)

Cea de a doua definire a scalei de turbulenta este aceea de marime medie a particulelor de cvasisolid r. Aceasta este scala de turbulenta EULER.

lr = r (7.52)

Intre cele doua scale de turbulenta exista o deosebire numerica, dar in unele aproximari pot fi luate egale.

Coeficientul de difuzie turbulenta DT, similar cu procesul de difuzie moleculara (amestecare pe baza mifcarii neregulate a moleculelor), este marimea care caracterizeaza procesul de amestecare datorita mifcarii fluctuante a particulelor. Relatia de definire este:

Dt = Vx • w’ (7.53)

unde Vx este deplasarea medie datorita difuziei turbulente, adica distanta medie pe care o parcurg particulele perpendicular pe linia de curent, §i w' viteza medie patratica fluctuanta.

Deplasarea medie difuziva se calculeaza functie de celelalte doua marimi caracteristice ale turbulentei §i de timpul caracteristic al difuziei td , timpul mediu de deplasare a particulelor in mi$carea difuziva, cu semnificatie fizica similara cu timpul

152


caracteristic turbulentei. Deplasarea medie difuziva are relatii de calcul diferite pentru anumite domenii de turbulenta. Astfel,

pentru intensitate redusa a turbulentei:

x 2 = w'-ZD• pentru intensitate mare a turbulentei:

• pentru intensitate medie a turbulentei:

J D\2 'W -T0 td - t0( l - e T°

(7.54)

(7.55)

(7.56)

Dupa cum se constata din relatia pentru turbulente de intensitate mare, coeficientul de difuzie turbulenta DT este proportional cu cifra criteriului Reynolds, ceea ce permite, in acest domeniu, ca relatiile de calcul in care intra coeficientul de difuzie turbulent sa fie transcrise ca relatii functie de criteriul Re.

Definirea vitezei turbulente de ardere este legata de modelele fizice de ardere turbulenta.

M ODELE FIZICE DE FRONT DE FLACARA TURBULENT

In toate modelele fizice de ardere turbulenta (cu exceptia detonatiei) se pleaca de la premiza ca singura viteza de propagare a arderii este viteza normala de ardere, legata de mecanismul cinetic al reactiilor in lant cu radicali liberi. Faptul ca in fronturile de flacara turbulente viteza de ardere este aparent mai mare decat viteza normala de ardere, se datore§te unor fenomene combinate de aerodinamica §i propagare normala a arderii.

Frontul de flacara intr-o ardere turbulenta va depinde de doi factori importanti, cu actiune practic independents:

• cinetica reactiilor de ardere, ce poate fi exprimata prin viteza normala de ardere;

• perturbatiile din frontul de flacara provocate de deplasarile turbulente, ceea ce poate fi exprimat prin caracteristicile fizice ale turbulentei, adica intensitatea turbulentei, scala turbulentei $i lungimea medie de amestecare difuziva.

Cea de a doua categorie de factori provoaca o intensificare a arderii prin faptul ca un front turbulent de flacara are o suprafata, pe unitatea de sectiune de curgere, cu mult mai mare decat sectiune de curgere, adica decat frontul de flacara laminar.

153


M ODELUL DE FLACARA TURBULENT

PENTRU SCALE M ICI DE TURBULENTA

Cunoscut sub denumirea de model Damkoehler, modelul explica intensificarea arderii prin deformarea frontului de flacara sub actiunea vitezei fluctuante turbulente w’ .

In figura 7.11 este prezentat mecanismul de deformare a frontului de flacara, precum §i conceptul de viteza de ardere turbulenta uT.

O suprafata de control luata pe un tub de curent perpendicular pe frontul de flacara are la momentul initial o forma plana. Dupa un timp x suprafata de control va apare deformata sub actiunea componentelor fluctuante ale vitezei w \ Unele portiuni ale suprafetei, care au beneficiat de o viteza fluctuanta in directia vitezei medii w , vor fi mai avansate in timp ce altele, care au avut o viteza fluctuanta Tn sens contrar vitezei medii, vor fi ramase Tn urma. In ansamblu, suprafata de control apare valurita, Tntr-o schimbare permanenta, dar marimea neregularitatilor este o constanta §i este determinata de viteza medie fluctuanta w’.

Fig. 7,11, Front de flacara turbulent

Daca suprafata de control studiata este chiar o suprafata de reactii de ardere, ceea ce se Tntampla daca directia suprafetei de control coincide cu directia frontului de flacara, atunci pe fiecare element de suprafata, viteza de ardere va fi u0, viteza normala de ardere, iar ansamblul este un front de flacara. Datorita schimbarii foarte rapide a formei instantanee a frontului de reactii, acesta va fi perceput ca o suprafata plana medie, cu o grosime oarecare S, care va fi denumit front de flacara turbulent, asa cum apare Tn figura 7.11.

154


Din relatia de continuitate aplicata la suprafata frontului de flacara rezulta :

p-uT -At = p-u0 -Al (7.57)

§i deci : uT = u0 • (AL/AT) (7.58)

care este legea de definire a vitezei de ardere turbulenta.

Din modelul Damkoehler rezulta ca viteza de ardere turbulenta este proportionate cu intensitatea turbulentei:

uT/u0 ~ e (7.59)

Modelul aratat este confirmat experimental in toate curgerile turbulente la care scala turbulentei nu depa§e§te grosimea frontului de flacara 5.

M ODELUL DE FLACARA TURBULENT PENTRU SCALA M ARE DE TURBULENTA

In modelul Damkoehler conditia de scala de turbulenta mai mica decat grosimea frontului de flacara se impune deoarece daca lungimea deplasarii turbulente depa§e§te grosimea flacarii se vor produce ruperi de portiuni de flacara din front.

Un model de ardere turbulenta care imagineaza situatiile Tn care lungimea deplasarii turbulente depa§e§te grosimea flacarii este modelul Scelkin .

La scala mare de turbulenta suprafata frontului de flacara devine atat de ondulata incat grupuri de molecule se rup din frontul de flacara §i datorita vitezei momentane mari, ajung in zona amestecului combustibil. Daca unele din aceste grupuri de molecule au energie suficienta pentru a constitui surse de aprindere, ele vor forma in jurul lor, in interiorul amestecului combustibil, fronturi de flacara locale a caror suprafata se aduna la suprafata ondulata de ardere, astfel cum apare in figura 7.12.

Fig. 7.12. Fronturi de flacara locale adunate la suprafata ondulata de ardere

155


Viteza de ardere turbulenta este in acest caz:

A, + A.,

Un Ar(7.60)

In continuare, viteza de ardere turbulenta trebuie sa depinda in acest domeniu de scala turbulentei fi de viteza medie fluctuanta, deci de coeficientul de difuzie turbulent DT . Tinand seama fi de dependenta vitezei normale de ardere de difuzivitatea de temperatura a , Scelkin a determinat o relatie de proportionalitate de tipul:

u,0ut __ a + Dr

(7.61)

DETERM INAREA UNOR RELATII EM PIRICE DE CALCUL

Determinarea vitezei de ardere, in conditiile dificultatilor de masurare a parametrilor turbulentei, se poate face utilizand criteriul Re pentru definirea turbulentei. Astfel de relatii in general sunt valabile la turbulente ridicate.

Un exemplu de relatie ce se poate verifica este relatia lui Bollinger :

uT = 0,18 ■ u0 • d0'26 • Re0’24 [cm/s] (7.62)

unde diametral tubului de amestec combustibil este d [cm] fi u0 [cm/s] viteza normala de ardere.

Un alt grup de relatii se refera la parametrii turbulentei. Un exemplu este relatia lui Wohl, pentru amestec stoichiometric de propan-aer:

Uj = Uq‘ (1 + 26,2 ■ w /wa +1,40 ■ (wa/24) 4 “ ) (7.63)

unde w ’ este viteza medie fluctuanta. respectiv (w’/wa) intensitatea turbulentei.

7.4. APRINDEREA Si STABILIZAREA FLACARII.

Energia de aprindere spre deosebire de energia de activare este o marime legata de structura fizica a fiecarui sistem de ardere. Contradictia aparenta intre rezultatele experimentale privind marimea energiei de aprindere fi influenta diferirilor factori consista tocmai in conditii fizice diferite unele de altele. Energia de aprindere poate fi furnizata in diverse moduri dintre care cele mai uzitate sunt: flacara auxiliara, suprafete calde, gaze fierbinti, scantei de inductie etc.

Un exemplu de proces fizic in care energia de aprindere este furnizata sub forma qvasipunctiforma este acela al aprinderii prin scanteie de la o bujie (cazul motoarelor cu aprindere prin scanteie) sau acela al propagarii frontului de flacara in

156


amestecul combustibil Tn cazul arderii turbulente cu scala mare de turbulenta (model Scelkin) cand datorita pulsatiilor turbulente, volume mici de gaze de ardere fierbinti sunt expulzate din frontul de flacara Tn zona amestecului combustibil producand aprinderi locale daca au suficienta energie pentru aceasta, adica energia de aprindere.

In urma determinarilor de energie de aprindere pe amestecuri cu dozaje cuprinse Tntre limitele de inflamabilitate (inferioara - superioara) se va observa ca energia minima de aprindere se Tnregistreaza Tn vecinatatea dozajului stoichiometric prezentand crefteri Tnsemnate Tn zonele extreme de inflamabilitate.

Un sistem neadiabatic de ardere permite stabilirea unei temperaturi minime sub care aprinderea, Tn sensul trecerii la reactii rapide de ardere, nu este posibila. In figura 7.13 se prezinta starea fizica a sistemului.

Fig. 7.13. Temperatura minima de trecere la faza de reactii rapide intr-un sistem

Pentru unitatea de volum fluxul de caldura produs prin reactiile de ardere este:

a = H - A - < r S * ^ = q a S * f > (7.64)

Tn care: H este efectul termic al reactiei unitatii de volum ;A - constanta vitezei de reactie ;E - energie de activare a reactiei;* - constanta universala a gazelor;T - temperatura de reactie (a amestecului combustibil);C - concentratia de combustibil Tn amestec

Curba Qr este Tn prima parte ascendenta, cu panta foarte rapid crescatoare.

Pierderile de caldura ale sistemului pot fi exprimate tot pe unitatea de volum, curelatia:

Qp = k - Sv ■ (T-T0) (7.65)

157


unde k este un coeficient global de transfer de caldura catre suprafata delimitatoare a sistemului de ardere, S v reprezintS suprafata conturului unitatii de volum iar T0 reprezintS temperatura suprafetei delimitatoare.

Curba pierderilor Qp , avand o components de convectie, crescStoare liniar cu temperatura fi o components de radiatie crescStoare cu puterea a 4-a a temperaturii, poate avea diferite pozitii in functie de caracteristicile sistemului:

• pierderi mici de caldura ale sistemului, curba Qp”, determina un punct defunctionare al sistemului in zona reactiilor rapide;

• pentru pierderi mari de cSldurS ale sistemului, curba Qp' , determinS un punctstabil de functionare al sistemului in zona reactiilor lente (1) fi un punct defunctionare in zona reactiilor rapide, la care se poate ajunge din echilibrul labil al punctului (2). In acest punct, furnizand o energie de aprindere care deplaseaza punctul spre o temperatura mai inalta, sistemul va trece pe ramura ascendents a curbei Q, pana intr-un punct stabil de ardere la temperatura inaltS.

• temperatura minima de aprindere stabila a amestecului combustibil este determinata de curba de pierderi Qp tangents la curba Q, in punctul (3).

Punctul (3) determina in aceste conditii o temperatura minima Tap la care in toate conditiile se poate produce aprinderea amestecului combustibil, arderi lente ne mai fiind posibile.

Pentru a sesiza mai exact notiunea fizicS se poate imagina o incinta, de exemplu un cuptor electric de laborator, in care se introduce un amestec combustibil metan-aer, cu dozaj in limitele de inflamabilitate. La temperatura ambiantS, sistemul este in starea determinatS de curba Qp‘, amestecul este stins (1) , dar dacS se aprinde cu un chibrit trece din starea (2) in stare aprinsa la temperaturS inalta.

Se incSlzesc peretii cuptorului panS la temperatura de 780" C (temperatura minima de aprindere a amestecului metan-aer) fi. la aceasta temperatura, se constata ca amestecul combustibil se aprinde, fSrS a fi necesarS o sursS de aprindere; este punctul (3) unde s-a atins temperatura de aprindere, iar cuptorul are caracteristica de pierdere de caldura Qp.

In continuare, incalzind fi mai mult peretii, se constats cS amestecul combustibil se aprinde stabil in toate situatiile iar cuptorul are caracteristica de pierdere de cSldurS Qp“.

Ecuatiile de determinare ale punctului (3) sunt urmStoarele:

Or = QP (7.66)

dQr/dT = dQp/dT (7.67)

Solutia sistemului reprezinta temperatura de aprindere fi are valoarea Tap :

158


T,ap(7.68)

O relatie de aproximatie este:

E(7.69)

Tehnic se utilizeaza multe metode de aprindere a amestecurilor combustibile, dintre care cele mai importante sunt:

1. cu scanteie din descarcare electrica sau de inductie ;2. cu fir cald ;3. cu suprafata de temperatura ridicata ;4. cu flacara auxiliara ;5. cu gaze fierbinti.

O sursa cvasipunctiforma de aprindere, ca de exemplu realizata de o scanteie de dimensiuni mici, de la care frontul de flacara se propaga in continuare sub forma sferica, ridica doua probleme importante:

• dimensiunea minima a sursei de aprindere ;• energia minima care poate realiza aprinderea.

Un volum sferic de raza r adus la temperatura minima de aprindere Tap de catre o sursa exterioara de caldura va produce prin reactii de ardere un flux de caldura:

La periferia volumului sferic de aprindere se produce un transfer de caldura prin conductie catre straturile vecine de amestec combustibil aflate la temperatura initiala

unde b este grosimea frontului de flacara sferic de la periferia zonei de aprindere §i care este proportionala cu raza sferei de reactie, dupa datele stabilite de Fenn in cercetarile privind aprinderile prin scantei: b = C • r

V -3 J

To:

(7.71)

(7.72)

Rezulta in continuare:

Qa = — (Tap - Tq ) { \m 2 )c ■ r (7 .73 )

159


Deoarece Tn conditiile stabile de aprindere trebuie ca reactiile de ardere ale volumului de aprindere Q, sa acopere pierderile de caldura transmise zonelor periferice 0/_ (Tn caz contrar nu mai exista energie pentru continuarea reactiei §i ea se va stinge Tn volumul de aprindere), rezulta:

Q, = Qx (7.74)E

- f t - r3 • % - e rt°p = A _ ( j W nr2)3 c - r (7.75)

Din aceasta egalitate se poate determina raza minima a volumului de aprindere:3 • A(Tap Tq )

C-q° ' e (7.76)

Relatia arata ca o sursa cvasipunctiforma de aprindere are o raza minima rIT sub care aprinderea nu poate avea loc §i care este functie de natura amestecului combustibil.

Tehnic, aprinderea unui curent de amestec combustibil se poate realiza:- Tn jurul unui fir cald,- pe un contur de recirculare de gaze de ardere- pe o suprafata fierbinte de tip solid- printr-un front de flacara “pilot”.

In jurul unui fir Tncalzit, plasat Tntr-un amestec combustibil Tn curgere, se creeaza un volum Tn care temperatura ajunge la temperatura de aprindere Tap. Ca §i Tn cazul studiului energiei de aprindere, Tn volumul Tncalzit se produc reactii de ardere care genereaza Tn continuare un flux de caldura Qr , iar pe suprafata exterioara a volumului de aprindere apare un transfer de caldura §i substanta de tip turbulent difuziv Qp.

Pierderile de acest fel, determinate cu relatiile lui Sweet, pot fi exprimate ca o functie de viteza medie fluctuanta a turbulentei:

Qp = 7T-de ■ f (Tf - T 0)(7.77)

unde: Qp este fluxul de caldura disipat de zona cilindrica cu diametrul de .

f(vw ) - functia care caracterizeaza turbulenta, cu dimensiunile unui coeficient de transfer de caldura [W/m2/K].

In locul unui volum de aprindere, Vap , se define§te Tn situatia de curgere un debit de aprindere al amestecului combustibil Dap. Acesta este determinat de sectiunea de aprindere Sap = (de - df ) * 1 §i de viteza de curgere a amestecului combustibil w .

160


Da p = ( d e - d f ) - l - w(7.78)

Debitul de caldura degajat prin reactiile de ardere va fi:E

RJap(7.79)

Din relatiile (7.77) §i (7.79) rezulta dimensiunea caracteristica a zonei de aprindere, diametrul minim de aprindere tn jurul firului:

__E_RTo

L l f VV U A C

d„ =■d f ■ w q 0 e

w - q 0 -e - 7t ■ (7.80)

In conditiile de aprindere continua stabila, fluxul de energie dat firului realizeaza tncalzirea debitului de aprindere pana la Tap :

QaP = ( d e - d f ) - l - w c B(Tnn - T(}) (7.81)

Explicitand tn aceasta relatie diametiul de aprindere de rezulta puterea liniara minima de aprindere:

Q a p , l = d .fw - q 0 -e

RT,ap- 1

V w ' % eRIa p -K-

w -c p (Tap- T 0 )

(7.82)

Se remarca dependenta de diametrul firului de aprindere, de caracteristicile fizico-chimice ale amestecului combustibil, temperaturile initiala §i minima de aprindere, precum §i de caracteristicile curgerii, adica viteza §i functia de pulsatii turbulente.

A§a cum s-a aratat tn capitolul 7.3, viteza de ardere are o valoare finita, indiferent daca vorbim de conditii de ardere laminare sau turbulente. Deoarece, tn cele mai multe situatii, la arzatoarele moderne viteza de curgere a amestecului combustibil dcpase^te viteza de aidere, rezulta necesitatea unei aprinderi continue a amestecului combustibil. Aceasta aprindere continua poarta numele de stabilizare a frontului de flacara.

Din cele aratate anterior rezulta ca o stabilizare a frontului de flacara necesita realizarea unui aport de caldura (de aprindere) care sa asigure pentru amestecul combustibil atingerea starii de aprindere la care degajarile de caldura datorate reactiilor exoterme rapide (de oxidare) sa depa§easca pierderile de caldura prin

161


frontiera amestecului combustibil cu mediul delimitator, determinand astfel cresterea de temperatura pana la temperatura de ardere (la care pierderile de caldura egaleaza sursa din reactie).

Tehnica de stabilizare cel mai des utilizata este cea de recirculare a gazelor de ardere pe obstacole neaerodinamice. Astfel, gaze de ardere fierbinti din zona frontului de flacara sunt dirijate catre zona de admisie a amestecului combustibil unde furnizeaza energia de aprindere. Se disting urmatoarele tehnici de stabilizare principale:

- stabilizarea pe grile - figura 7.14;- stabilizarea la largirea de sectiune - figura 7.15;- stabilizarea la largire de sectiune cu turbionare - figura 7.16.

Figura 7.14 - stabilizarea frontului de flacara cu recirculare pe grile

distanta de aero 5 a re

cap ardere arzator

zona de recirculare

Figura 7.15 - stabilizarea frontului de flacara cu recirculare la largire de sectiune

162


_———:_________ _

zona de recirculare axialaturbionator

cap ardere arzator

distanta de ,acrojare front de flacara periferie

ont de flacara central

zona de recirculare neriferica

Figura 7.16 - stabilizarea frontului de flacara pentru curgeri turbionare

7.5. ARZATOARE PENTRU COMBUSTIBIL GAZOS

Tipurile de arzatoare se clasifica in primul rand dupa modul de introducere a aerului necesar arderii. Daca aerul este aspirat prin efectul de ejectie al combustibilului combinat cu introducerea unui aer secundar prin depresiunea realizata in focar, arzatorul este "arzator cu aer aspirat” sau “arzator autoaspirant”. In cazul cand exista un ventilator care insufla aerul necesar arderii, arzatorul este "arzator cu aer insuflat". Trebuie delimitate de la tnceput particularitatile fiecarei categorii de arzatoare pentru a utiliza corect tipul adecvat.

Comparatia duce la concluzia ca utlizarea arzatoarelor autoaspirante este indicata numai pentru debite mici de combustibil, unde economia de investitie este preponderenta fata de economia de combustibil generata de posibilitatea de reglare optima a procesului de ardere. In continuare se prezinta avantajele fiecarei categorii, rezultand implicit §i desavantajele.

ARZATOR AUTOASPIRANT ARZATOR CU AER INSUFLATavantaje: avantaje:

- simplitate constructiva prin lipsa ventilatorului, deci pret de cost mult mai scazut

- reglaj riguros al proportiei combustibil/aer care se mentine constanta in timp, deci consum de combubustibil optimizat

- autoreglajul aspiratiei; autoreglare de admisie de aer la sarcini variabile

- posibilitate de automatizare a debitului de gaz si aer la variatii de sarcina- posibilitate de realizare tehnica pentru orice debite

- sensibilitate redusa la fluctuatii ale presiunii gazului

- posibilitate de introducere in trepte a aerului de ardere sau de recirculare a gazelor in focar pentru a reduce emisiile de NOx- posibilitatea de a realiza focare in suprapresiune

163


7.5.1. ARZATOARE AUTOASPIRANTE

Schema clasica a unui arzator autoaspirant este prezentata in fig.7.17 iar in figura 7.18 este prezentata o exemplificare de realizare practica.

Figura 7 .17- schema unui arzator autoaspirant

4. Elect red detecfie fSacSra5. Electron aprindere6. Rampa gaz7. Duze8 Distributor

Figura 7 .18- exemple de realizare pentru arzatoare autoaspirante

164


Deoarece impulsul jetului de combustibil gazos nu poate antrena mai mult de 4-6 ori debitul de gaz §i deoarece debitul de aer necesar arderii este de circa 10 ori debitul de gaz, antrenarea aerului se face Tn proportie de 40 - 60 % din debitul necesar de aer. Este deci obligatoriu ca focarul sa fie Tn depresiune §i completarea aerului necesar arderii sa se faca prin reglarea admisiei de aer secundar printre elementele de arzator. Aerul secundar se regleaza pentru situatia cea mai desavantajoasa a tirajului, respectiv a depresiunii Tn focar, ceace face ca la existenta unui tiraj mai mare excesul de aer sa depa§easca valoarea economica.

La cazanele moderne, pentru ca tirajul cosului sa nu influenteze introducerea aerului secundar, se adopta urmatoarele solutii:

- se prevede o rupere de presiune la evacuarea gazelor din cazan, a§a cum se arata Tn fig. 7.19 a sau

- se prevede un exhaustor la ie§ire din cazan, a§a cum se arata Tn fig. 7.19 b.

rupere de presiune

fig. 7.19 a. Rupere de presiune la fig. 7.19 b. Exhaustor la evacuareaevacuarea gazelor din cazan gazelor din cazan

In orice caz reglajul clapetei de admisie a aerului secundar trebuie facuta cu multa atentie la punerea Tn functiune a arzatorului §i trebuie avut Tn vedere ca, la variatii de presiune a gazului se modifica debitul arzatorului si proportia de aer primar introdus prin ejectie.

7.5.2. ARZATOARE CU AER INSUFLAT

Oricand conditiile economice (costul arzatorului/costul consumului de combustibil) nu justifica alegerea unui arzator cu aer autoaspirat se fo!ose?te un arzator cu aer insuflat. Uzual se realizeaza arzatoare Tn gama de puteri termice de la 15 la 15000 kW cu urmatoarele caracteristici de functionare:

165


• In gama puterilor m id arzatoarele sunt in general cu reglaj tot-nimic, fig. 7.20.a• In gama puterilor medii arzatoarele sunt in general cu reglaj in doua trepte, fig. 7.20 b• In gama puterilor mari arzatoarele sunt cu reglaj modulat (continuu), fig. 7.20 c.

a. reglaj o treapta: b l. reglaj in doua trepte:tot-nimic tot-minim

b2. reglaj in doua trepte: c.reglaj modulat (continuu)tot-minim progresiv orice valoare intre maxim

fi minimFig. 7.20 - Procedee de reglare a arzatoarelor

a. reglajul o treapta: tot-nimic este cel mai simplu reglaj fi deci cel mai ieftin. Arzatorul se oprefte cind temperatura este egala sau peste tmax fi pornefte cind temperatura este mai mica sau egala cu tmin . Arzatorul functioneaza deci in regim oprit -pom it -oprit ... Acest regim de functionare are avantajul de a putea fi comandat de o singura electrovalva, deci are avantajul unui cost scazut al arzatorului. Dezavantajul principal este acela ca dupa fiecare oprire a arzatorului se reiau secventele automate de pornire (preventilare, deschidere gaz, aprindere, control). Ventilatorul fi instalatia de aprindere sunt des solicitate fi uzura este mai ridicata. Tinand seama fi de conditiile

166


electrice de pornire a unui motor, solutia este acceptabila numai pentru puteri mici. Un alt dezavantaj al acestui sistem este acela ca in timpul opririi arzatorului cazanul intra in regim de racire prin aerul aspirat de co§ prin arzator (v.cap.2) §i deci apar pierderi de caldura suplimentare prin functionare discontinua a cazanului.

b l . reglaj in doua trepte: tot-minim. Este un sistem mai economic de reglare deoarece arzatorul nu se opre§te cand parametrul reglat a ajuns la valoarea maxima ci trece la un debit mai mic (treapta inferioara de sarcina). Aceasta treapta se ajusteaza dupa curba de sarcina a beneficiarului. Cand temperatura a ajuns la tmin arzatorul revine la treapta de sarcina maxima. Sistemul acesta de automatizare are avantajul ca arzatorul nu se opreste in functionare curenta ci penduleaza intre o sarcina maxima §i una minima. Oprirea arzatorului se face numai cand la sarcina minima temperatura are tendinta de credere peste valoarea maxima a parametrului reglat tmax. In aceste cazuri, de sarcina foarte scazuta, sub cea minima instalata, arzatorul incepe sa functioneze in sistem tot- nimic. Avantajul sistemului acesta de reglare este ca in regim obi§nuit de functionare arzatorul nu se opreste si deci nu are uzurile si pierderile specifice opririlor. Nu este de neglijat nici avantajul ca schimbarile autoamte de regimuri sunt mult mai rare deoarece la reducerea sarcinii nu se opre§te cazanul ci functioneaza cu un debit mai mic.

b2. reglaj in doua trepte: tot-minim progresiv . Are acelea§i caracteristici tehnice ca §i reglajul precedent dar deschiderea §i inchiderea electrovalvei de reglaj intre sarcina minima §i cea maxima se face lent, intr-un timp care poate fi reglat la instalare. Deschiderea si inchiderea progresiva este importanta mai ales la arzatoarele de debite mari unde o variatie brusca de debit poate produce o instabilitate (rupere) a flacarii.

c. reglaj modulat: reglaj continuu, orice valoare intre maxim §i minim. Arzatorul urmareste permanent valoarea parametrului reglat §i isi corecteza debitul pentru a mentine constanta temperatura la valoarea instalata. Sistemul regleaza in permanenta §i raportul aer-combustibil, astfel ca arderea tinde spre un optim la orice sarcina. Sistemele uzuale au o panta constanta de variere a sarcinii. Sistemele mai perfectionate i§i regleaza panta de variere a sarcinii dupa viteza de variere a parametrului reglat: dt/dx sau d p /d i, dar sistemul prezinta avantaje numai pentru cazanele industriale. La cazanele de incalzire variatia parametrului reglat este foarte lenta. La scaderea sarcinii sub cea minima se opreste arzatorul si reporne§te la atingerea minimului parametrului reglat. Dezavantajul sistemului este un cost mult mai ridicat decat al celorlalte sisteme de reglaj.

In figura 7.21 este prezentata imaginea de ansamblu a unui arzator de combustibil gazos cu aer insuflat.


C arcasa ven tilato r R acord b a tan t cap decen trifuga l d e aer ardere - ven tilato r (tunul arzatoru lu i)

F lan sa d e prindere pe cazan

E lem ente d e au tom atizare functionala si d e s iguran ta

M otor d e a n tre n a re R acord ram pa

ven tila to r d e 8“

Figura 7.21 - ansamblu arzator de combustibil gazos cu aer insuflat

Se remarca prezenta unor elemente principale cum ar fi:- Ventilatorul centrifugal antrenat cu motor electric; are rolul de a asigura aerul

necesar arderii prin aspirarea acestuia din incinta de lucru a arzatorului (in unele cazuri se racordeaza la o tubulatura cu aspiratie din exterior) §i de a-1 refula Tn carcasa de unde trece Tn zona de amestecare cu combustibilul, numita tunul arzatorului;

Figura 7.22 - detaliu de cap de ardere arzator de combustibil gazos cu aer insuflat

- Capul de ardere, numit §i “tunul arzatorului”, are rolul de a asigura amestecarea dintre combustibil fi aer §i “generarea” flacarii; “generarea flacarii”

168


presupune un complex de actiuni care debuteaza cu aprinderea (de la rece) amestecului combustibil §i continua cu asigurarea stabilizarii frontului de flacara, de obicei prin recirculare de gaze de ardere din frontul de flacara; in figura 7.22 este prezentata constructia capului de ardere.

- Rampa de gaz se racordeaza la sistemul intern al arzatorului de transport §i distribute a combustibilului; a§a cum se prezinta tn figura 7.23, se obtine o flacara acrojata prin recirculare pe deflectorul de amestecare aer-gaz §i pe periferia ie§irii din tunul arzatorului iar la turbionari puternice ale aeriului de ardere se poate obtine §i o stabilizare centrala a flacarii prin recircularea axiala generata de mi§carea turbionara.

- Elementele de automatizare functional §i de siguranta sunt reprezentate de blocul de automatizare ca element de comanda, de transformator de aprindere, servomotoare §i bobine electromagnetice ca elemente de executie §i de presostate, electrozi de ionizare, termometre §i alte elemente de detectie §i masura ca elemente ce furnizeaza informatii centralei de automatizare (bloc de automatizare);

Pentru a putea urmari datele de baza dupa care se alege un arzator se prezinta in continuare principalele caracteristici ale unui arzator:

1. Aspectul general al arzatorului. Informatia este necesara pentru a avea o vedere de ansamblu a arzatorului §i a putea urmari cotele de gabarit §i cotele de montaj

2. Diagrama domeniului de functionare: sarcina termica a arzatorului [kW] sau [kcal/hj functie de presiunea in focar a cazanului. Regimul de functionare al arzatorului trebuie sa fie in interiorul suprafetei diagramei. In general se constata o limitare de sarcina termica minima, cu un domeniu de sarcini in care arzatorul poate functiona dar nu este recomandat fiind mult supradimensionat (domeniul 1) §i un domeniu recomandat de utilizare (domeniul 2). Se constata ca la presiuni mai mari in focar debitul de caldura al arzatorului este mai mic; explicatia este curba de debit-presiune a ventilatorului de aer, acesta furnizand un debit mai mic daca presiunea de refulare este mai mare. Un exemplu de astfel de diagrama este data in fig. 7.24.

Figura 7.23 - flacara la ie§irea din tunul arzatorului

169


0 Qmin Qmax Q [kW, kcal/h]

Fig.7.24 Diagrama domeniului de functionare a arzatorului

Este important de precizat ca uzual, la cazanele etanfe, nu se mai prevede exhaustor pentru evacuarea gazelor de ardere. Coful realizeaza depresiunea necesara evacuarii gazelor de ardere cu presiune 0 la baza lui, deci nu creeaza depresiune. In aceste conditii, pierderile de presiune ale cazanului trebuie acoperite printr-o suprapresiune in focar. Suprapresiunea este data de arzatorul de combustibil, de aceea la fiecare arzator se da caracteristica de dependents a puterii arzatorului Tn functie de presiunea Tn focar.

3. Componenta rampei de gaz . Se prezinta o schita a armaturilor fumizate cu arzatorul §i a celor pe care trebuie sa le procure instalatorul (notate distinct) pentru racordarea arzatorului la reteaua de gaz combustibil; Tn figura 7.25 se prezinta orientativ componenta unei rampe de gaz.

4. Diagrama lungimii si diametrului. minime si maxime, ale flacarii reprezinta domeniul de reglaj al lungimii fi diametrului flacarii. La lungimea minima corespunde diametrul maxim (turbionare putemica a aerului de ardere) iar la lungime maxima corespunde diametrul minim (aer de Tnsotire mult Tn raport cu aerul de amestecare turbionat). Uneori se dau fi relatii empirice de calcul. Informatia este deosebit de importanta deoarece limitarile au urmatoarea semnificatie:

- lungime focar mai mica decat Lflacara -> arderea nu se poate termina Tn focar fi deci vor aparea produse de ardere incompleta;

- lungime focar mult mai mare decat Lfiacara arderea ocupa un volum prea mic Tn focar fi deci Tncarcarea termica a focarului va fi mica, neeconomica;

- diametru focar mai mic decat DflacSra -> flacara atinge peretii laterali ai focarului fi Tn contact cu suprafata rece a peretilor arderea se Tntrerupe fi vor apare produse de ardere incompleta;

- diametru focar mai mare decat Dflacara -> flacara este subtire Tn raport cu focarul fi deci arderea ocupa un volum prea mic Tn focar, ceeace duce la Tncarcarea termica mica, neeconomica, a focarului; totufi, nu trebuie uitat ca pentru cazul functionarii

170


arzatorului tn cazane cu tntoarcere libera a gazelor de ardere in focar, se va tine cont de dimensiunile zonei de retur a gazelor de ardere.

Tryapta isdiKere presume

SM n - servom otorS ER I - c lapeta reg la j aerC - conexiune a n tiv ib ra tiiV T - ve n tila to r aerGF - f i l t r u gazPCV - reductor treapta 2PG - presostat de gaz (m in im )VS - e led trova lva de sigurantaPC - d is p o z itiv depistare p ie rde ri gazV R - e lec trova lva reg la re gazRG - regu la to r deb it gazP G M - presostat de gaz (m a x im )AP - presostat de aer

w SFR1

Fig.7.25 Alcatuire rampa de gaz.

5. Diagrama reglajului sarcinii la arzator. O diagrama similara cu una din diagramele fig.7.24. Semnificatia a fost analizata anterior.

6. Schema distributiei gazului in ietul de aer. Schema este informativa §i permite o apreciere a calitatii amestecului combustibil realizate in capul de ardere. Combustibilul gazos poate fi admis tn camera de amestec prin orificii sau tuburi dispuse central sau periferic tn jetul de aer. Amestecul cu jetul de aer se face tn capul de ardere introducand gazul tntr-un jet turbionar de aer, pentru a scurta flacara §i pentru a imbunatati stabilitatea. Reglarea pozitiei capului de ardere permite in limite destul de largi modificarea stabilitatii flacarii si a lungimii ei prin varierea raportului dintre aerul turbionat de amestecare $i cel de insotire.

7. Informatii asupra functionarii automate a arzatorului.Se dau (exemplu tn figura 7.26) diagrame de timp de functionare a urmatoarelor componente:

- alimentare electrica §i conectarea sistemului de control;- functionarea ventilatorului in regim de preventilare a focarului (sec);- pozitionarea electroventilelor in cazul automatizarii cu 2 trepte;- controlul existentei accidental a unei flacari in focar;

- perioada de functionare a aprinderii cu scanteie (sec)- controlul prezentei flacarii printr-o sonda de ionizare sau o fotocelula,- controlul treptelor de sarcina dupa parametrul reglat,- controlul presiunii aerului §i gazului.

171

dB.(A

) m

oftW

h m

gJlc

Wh

Lung

inre

fl

aear

J (m

)CURS DE APARATE TERMICE

R ulere a rza to r [M W )

Em isii de C O

RS 28 R S 38 RS 50 RS 70 R S 100

Emis.ii de NO,RS 130 RS 1 90

RS 28 RS 38 RS 50 RS 70 RS 10 D RS 1*0 RS 194

Nivel zgom ot

RS 2tt R S 3B RS 50 R S TO RS 100 RS 130 R S 19C

Timp

Fig.7.27 Exemplu de fi§a functional pentru un arzator de combustibil gazos

173


In tabelul 7.7 este data o lista de dimensiuni ale duzei de injectie, functie de debitul de combustibil necesar, pentru un combustibil de tip M cu o viscozitate de 3 E la temperatura de 20 C. In cazul cand combustibilul lichid M are o viscozitate mai mare, este uneori nevoie sa se prevada o duza cu o treapta de valore superioara. Inscription area duzelor se face dupa debitul in galoane pe ora (Gph) la presiunea lichidului de 10 bar.

Tab. 7.7 Dimensiuni ale duzei de injectie, functie de debitul de combustibil necesar,pentru un combustibil de tip M

Gph p = 10 bar p = 12 bar p = 14 barkg /h k W Vlcal/h kg/h k W M cal/h kg/h k W M ca l/h

1.50 5,58 66 57 6,11 72 62 6,60 78 671,65 6,14 73 63 6,73 76 86 7,27 86 741,75 6,51 77 66 7,14 85 73 7,71 91 792,00 7,45 88 76 8,18 97 83 8,81 104 902,50 9.31 110 95 10,19 121 104 11,01 131 1122,75 10,24 121 104 11,21 133 114 12,11 144 1233,00 11,16 132 114 12,23 145 125 13,21 157 135

Pentru a se putea mari finetea de pulverizare a combustibilului §i pentru a se putea realiza diverse configuratii ale distributiei densitatii de picaturi din norul care alimenteaza zona de ardere, duzele realizeaza o turbionare prealabila a combustibilului inainte de trecerea acestuia pri orificiul calibrat, a§a cum se poate observa din schema constructiva prezentata in figura urmatoare.

1. Corp duza2. Con cu caiiale de turbionare3. Disc cu orificiu calibrat4.Filtru5. Piesa de fixare

4 5 1 2 3

Fig. 7.28 Solutie constructiva d unei duze de pulverizare fara retur.

Duzele de pulverizare sunt inscriptionate cu unghiul de deschidere al jetului de picaturi (uzual intre 45° §i 90° sau chiar 120°) si cu tipul de geometrie de distribute al densitatii picaturilor (notatii specifice fiecarui producator). In figura 7.29 se prezinta o exemplificare a tipurilor de distribute a densitatii picaturilor.

Pentru cazul combustibililor cu viscozitate mai ridicata, fie din cauza calitatii combustibilului, fie din cauza temperaturii ambiante mai scazute, unele arzatoare sunt prevazute cu un sistem de preincaizire a combustibilului tip M la temperaturi de pana la 50 °C.

Pentru a putea urmari datele de baza dupa care se alege un arzator se analizeaza dupa prospect caracteristici ale arzatorului la fel ca la arzatoarele de combustibil gazos (de consultat capitolul anterior), cu urmatoarele deosebiri:

La punctul 3. in loc de Componenfa armaturilor rampei de gaz se urmare§te Componenfa armaturilor rampei de combustibil lichid.

174


ap pl HV

Fig. 7.29 Exemplificare a tipurilor de distributii a densitatii picaturilor. (specific producator duza)

La punctul 6. in loc de Schema distributiei gazului in jetul de aer se urmare§te Schema de amplasare a duzei sau a duzelor de combustibil lichid. In figura 7.30 este prezentat un exemplu de constructie a capului de ardere cu amplasare centrala in deflector a unei duze de pulverizare.

Fig. 7.30 exemplu de constructie a capului de ardere

175

Lmglr

ts Iic

Srd

I'm)


fi/ler* OTJ'Jjf (MW)

----------p -T imp

Eroiail de NO.,

m . a t P i. sa r l ?■

EVnis* <Je CO

r l 3a RL SC fl - 71

N i r t t l d e x g u m c r t

Fig 7.31 exemplu de fi$a tehnica a unui arzator cu combustibil lichid

176


Este de precizat ca la arzatoarele in doua trepte de combustibil lichid se prevad doua duze distincte de combustibil m capul de ardere: una pentru treapta de joasa putere §i una pentru treapta de putere mare.

In figura 7.31 este prezentat un exemplu de lisa tehnica a unui arzator cu combustibil lichid .

Pentru arzatoarele folosind combustibil CLU, care are o viscozitate mai ridicata la temperatura ambianta, premcalzirea combustibilului la o temperatura de 70-90 °C maintea pulverizarii este obligatorie. In rest, ca solutii constructive, arzatoarele pe CLU nu difera de cele pe combustibil M.

Arzatoarele pentru pacura se deosebesc de cele pentru combustibil lichid u§or prin aceea ca:

- linia de alimentare cu combustibil trebuie sa tina seama ca pacura trebuie Tncalzita pe tot traseul de conducte la temperaturi de cca. 90 °C,

- trebuie sa fie mai multe trepte de filtrare pentru a retine impuritatile solide din pacura,

- premcalzirea pacurii pentru pulverizare se face la temperatura ridicata, de ordinul 120-140 C, cu abur, apa fierbinte sau electric.

7.7. ARZATOARE MIXTE GAZ - LICHID

Deoarece solutia constructiva a insuflarii de aer §i a capului de ardere nu este diferita la un arzator de combustibil gazos si la unui de combustibil lichid, pe aceeasi structura de arzator se poate face alimentarea cu cei doi combustibili. Functionarea este alternative, cu un combustibil sau cu celalalt.

Sunt prevazute urmatoarele solutii constructive:

- la functionarea cu combustibil gazos pompa de injectie a combustibilului lichid se decupleaza pentru a nu functiona Tn gol;

- la tecerea de pe combustibil gazos pe combustibil lichid se opreste arzatorul si trebuie repornit printr-o comanda manuala; la trecerea inversa arzatorul nu se opreste;

- reglajul aerului facut pentru functionarea cu unui din combustibili trebuie sa corespunda la un anumit debit al celuilalt combustibil, deoarece la trecerea de la un combustibil la altul nu se face nici un reglaj de aer; rezulta ca puterea arzatorului va fi putin diferita Intre cei doi combustibili: de exemplu, la acela^i exces de aer, raportul puterilor combustibil gazos / combustibil lichid are valoarea 1,1.

In fig.7.32 se prezinta principiul alimentarii mixte a arzatorului cu combustibil lichid, prin duza, si cu combustibil gazos prin orificii dispuse imprejurul duzei centrale §i in jetul de aer secundar.

177


Fig. 7.32 Principiul alimentarii mixte a arzatorului

In fig. 7.33 se prezinta o distribute periferica a combustibilului gazos prin 6 canale de insuflare, la arzatoare de debite mari, in central arzatorului ramanand injectia de combustibil lichid cu doua duze pentru cele doua trepte de functionare. Este de remarcat particularitatea de aprindere a arzatorului cu flacara pilot ceeace asigura o aprindere stabila §i sigura combustibilului lichid greu.

-rZHTMCI

0 5 „ j

tm M/i

hr

LLJiV. J ~

t fI

ipc ro *■£-u Wtj ” £n*| V, IS. - lT . ... .. . . ( ... ..

O M

Fig. 7.33 Distribute periferica a combustibilului gazos cu injectia de combustibil lichid cu doua duze in centrul arzatorului §i aprindere cu flacara pilot de gaz

178


7.8. ARZATOARE SPECIALE

In conceptia actuala a arzatoarelor speciale se urmare§te depa§irea performantelor arzatoarelor clasice (cu aer insuflat) prin imbunatatirea unor parametrii functional §i eventual prin adaugarea unor caracteristici functionale noi. Astfel, putem vorbi despre arzatoare speciale cu performante ridicate daca o parte sau toatecaracteristicile urmatoare sunt Tndeplinite de o solutie constructiva:

■ imbunatatirea sensibila a calitatii arderii, vizand:o nivelul de emisii de NOx;o nivelul de emisii de CO §i alte produse de ardere incompleta de tip COV

(compu§i organici volatili);o valoarea minima a excesului de aer realizabil in conditiile respectarii

nivelului admisibil de emisii;■ cumularea functiilor de arzator §i focar (sau antefocar) in care pe langa rolul

clasic de arzator apare §i rolul de terminare (sau terminate partiala) a procesului de ardere;

■ realizarea unei stabilizari superioare a frontului de flacara pe suprafete fierbinti §i realizarea simultana a unui transfer de caldura de la flacara la suprafetele adiacente, cu efect in scaderea temperaturii de ardere §i Tn crejterea eficientei de transfer;

■ realizarea unor incarcari termice foarte ridicate ale volumului camerei de ardere, determinand dimensiuni reduse ale arzatorului §i focarului;

■ mentinerea in marje acceptabile a costurilor suplimentare generate de tehnologiile speciale de fabricate §i de calitatea §i cantitatea materialelor speciale necesare pentru executia partilor de temperaturi ridicate.

In continuare vor fi prezentate §i analizate cateva arzatoare speciale:■ Arzatorul Focar - Turbionar cu efect Karlowitz (AFTK)\■ arzatorul multiciclon;■ arzatorul focar tunel conic.

ARZATORUL - FOCAR TURBIONAR CU EFECT KARLOWITZ - AFTK

Arzatorul - Focar Turbionar cu efect Karlowitz - A F T K - este o realizare originala relativ putin cunoscuta tn aplicatiile tehnice §i de aceea in continuare se va face o analiza mai detaliata a acestei instalatii.

Efectul Karlowitz este reprezentat de cre§terea vitezei de ardere turbulente m conditiile arderii unui amestec combustibil (flacara cinetica) intr-un spatiu limitat de pereti. In figura 7.34 se prezinta schema de calcul pe care a folosit-o Karlowitz pentru a demonstra ca Tntr-un focar tunel apare o autoturbulizare a flacarii, fenomen care explica crejterea vitezei de ardere.

179


dsAWax= Pl P l U ocosa

P2

Fig. 7.34. Schema procesului de autoturbulizare in frontul de flacara

Din cauza curgerii turbulente frontul de flacara este ondulat. Se alege Tn acest front un tub de curent cu sectiune dAT Tn directia de curgere.

Acestui tub de curent Ti corespunde o suprafata dAL pe frontul de flacara instantaneu. Pe frontul de flacara instantaneu, viteza de ardere este viteza normala de ardere, u0, singura viteza posibila de propagare a reactiilor de ardere.

Amestecul combustibil intra Tn focarul tunel cu viteza uj iar dupa frontul de flacara va avea viteza u2 , mult mai mare ca urmare a faptului ca dupa frontul de flacara gazele de ardere au o temperatura ridicata.

Se poate urmari Tn figura 7.34 ca, deoarece Tn focarul tunel Tngust expansiunea laterala a jetului nu este posibila, pe portiunea elementara clAL de front de flacara, crefterea vitezei ce se obtine perpendicular pe frontul de flacara datorita procesului de ardere rezulta:

Cre§terea de viteza are loc datorita scaderii densitatii gazului de la p, (amestecul combustibil) la p 2 (gazele de ardere). Variatia densitatii are loc fi ca efect al crefterii temperaturii fi ca efect al modificarii numarului de moli Tntre starea initiala fi finala, ca urmare a reactiei chimice.

Pe directie axiala, crefterea de viteza a curentului datorita procesului de ardere este:

unde unghiul cp este unghiul local pe care-1 face normala elementului de suprafata dAL cu directia axiala.

(7.83)

A W ax = — - Uq COS (p - Un c o s (pP l (7.84)

1 8 0


Se poate serie ca :dA-clA,

T_ _ cos <p

§i mediat pe tot frontul de flacara :At __ u0

cos <p = —- =Al iij

(7.85)

(7.86)

Unei cre$teri de viteza Ti corespunde o energie proportionals cu patratul vitezei. Deci energia care se dezvoltS in frontul de flacara pentru accelerarea produselor de ardere este:

AE = Aw- a , „ 2 J P i - P i\ 2

frPi (7.87)

Energia care se regSsejte dupa ardere in directia axiala a curgerii este:(

AEa.x = Awax =P\ Pi

Pill0COS(p = P1 Pi ,, ll0— ltQ

. Pi 11 (7.88)

Deoarece energia dezvoltata in frontul de flacara este mult mai mare decat cea regasita in accelerarea axiala a produselor de ardere, AEfr » AEax, diferenta de energie trebuie regasita in energia turbulenta :

AE fr - AEaa = AEturb = w / + w*2 + w*2

Rezulta relatia de baza pentru autoturbulizarea flacarii

P\ Pi? ( \ 2

1 - i?0

1

K h

*2 *2 *i = wx + W + W-v Pi

Daca se considers turbulenta suplimentarS izotropa, adica:*2 , W- = XV

(7.89)

(7.90)

(7.91)

51 se neghjeaza V 7' m raport cu 1, se obtine 0 relatie simplificata :

1 P 1 - P 2 V 3 p 2

vt’ =(7 .92)

181


Intensitatea relativS a turbulentei generatS in frontul de flacara, definitS ca : w'p = —

“0"° (7.93)

ajunge la valori de ordinul 400 ... 500 % , ceea ce explica intensificarea puternica a arderii in curent turbulent.

Considerable fizice prezentate anterior sunt valabile pentru jeturi care nu expandeazS lateral, deci jeturi in camere de ardere cu sectiune constants. FIScSrile libere, care au posibilitatea sa expandeze in mediul ambiant pe toate directiile, nu au o atat de puternica autoturbulizare in flacara, totuji fenomenul este partial prezent $i influenteazS viteza de ardere.

Tinand cont de cele aratate anterior, rezulta ca daca un amestec combustibil se aprinde §i arde fara posibilitate de extindere laterals a frontului de flacara, indiferent dacS limitarea este determinatS de pereti ji/sau forte de tip centrifug generate de curgerile turbionare pe pereti solizi, se realizeazS conditiile de autoturbulizare §i deci de intensificare puternica a arderii.

In figura 7.35 se prezintS o schitS de realizare a ArzStorului - Focar Turbionar cu efect Karlowitz AFTK.

IncSrcarea termica a volumului camerei de ardere, determinand dimensiunile arzatorului §i focarului, este la un nivel foarte ridicat datoritS obtinerii prin efect Karlowitz a unei intensificari a procesului de ardere cu viteze de cca. 8 ori mai mari decat la flScSrile libere ale arzatoarelor cu aer insuflat. Efectul de autoturbulizare se obtine la curgerea turbionarS specifics acestei aplicatii datoritS limitSrii fizice, prin pereti, pe trei laturi (suprafata laterals a cilindrului §i douS diafragme) §i prin forta centrifugS datoratS mijcSrii turbionare pe cea de-a patra laturS (suprafata de curgere catre axul cilindrului arzStorului).

Incarcarea termicS a focarelor clasice, cu arzStoare cu flacSrS libera, se situeaza la nivele de 300 - 1500 kW/m3 , ceeace duce la volume mari ale camerelor de ardere §i ale cazanelor in ansamblu. Volumele sunt necesare pentru a inconjura flacSra cu pereti care sS nu blocheze procesul de ardere inainte de terminarea reactiei CO -> CO: • Astfel, ca exemplu, pentru un cazan de 100 kW este necesar in cazul unui cazan clasic de un focar de 0,5...0,3 m3 iar pentru un cazan cu arderea intensificatS 0,2...0,1 m .

La AFTK, intensificarea arderii prin efect combinat de centrifugare §i de autoturbulizare duce la o posibila incSrcare termicS a focarului de pana la 3 MW/m’ . Pentru exemplu, arzStorul-focar ce va fi prezentat ulterior ca exemplu experimental are un volum de 30 dnr1 §i o sarcinS termicS de 100 kW. La finele arzStorului-focar arderea este complet terminatS iar temperatura gazelor de ardere este mai joasS decat pragul de aparitie semnificativS a disociatiei.

182


1. camera de amestec combustibil-aer: 2. intrare aer: 3. intrare gaz: 4. camera de ardere: 5. onficiu tangential de intrare a amestecului combustibil: 6. perete de inchidere amonte: sectiune de aprindere: S. diafiragma:9. sectiune de ardere: 10. sectiune de postardere: 11. diafragma de ie^ire

Fig. 7.35 - Schita de realizare a Arzatorului - Focar Turbionar cu efect Karlowitz

In general, intensificara proceselor de ardere duce la necesitatea utilizarii unor materiale scumpe $i a unor tehnologii costisitoare. In cazul arzatorului-focar cu efect Karlowitz utilizarea economica a materialelor este datorata faptului ca peretii camerei de ardere sunt puternic raciti de mediul exterior (de exemplu prin radiatia metal-matal catre suprafata rece a peretelui focar al cazanului), fiind asfel posibila utilizarea unor oteluri refractare de calitate industrials. Daca se mai are in vedere §i

183

CURS DE APARATE TERMiCE

faptul ca arzatorul-focar este foarte mic ca volum si cu suprafata redusa de pereti, rezulta ca este o solutie foarte economica din punctul de vedere al utilizarii materialelor. In ceeace prive§te tehnologia utilizata, este la nivelul dotarilor curente ale atelierelor mecanice pentru prelucrari de table, nefiind necesare prelucrari de precizie, operatii de turnare sau forjare.

Solutia constructiva, prezentata in fig.7.35 in care se arata detalii constructive §i procesul de retur de aprindere, se compune din doua parti functional realizate sub forma de corp unic.

Prima parte, cea de intrare, este un omogeneizator gaz-aer in care aerul intra cu o viteza uzuala de curgere iar gazul intra perpendicular, prin nistc fante, calculate astfel ca penetrarea jetului de gaz sa fie egala cu grosimea jetului de aer. Avand in vedere turbulenta mare obtinuta prin accelerarea amestecului combustibil in duza de intrare a focarului turbionar §i mai ales datorita turbulentei mari din camera de ardere, omogeneizari suplimentare nu sunt necesare. Functionarea camerei de ardere nu se schimba nici daca gazul nu este pre-amestecat cu aerul ci introdus separat, direct in focar.

A doua parte functionals este camera de ardere. Solutia ei reprezinta noutatea arzatorului §i Ti confera calitatile deosebite dovedite functional.

In principiu este un focar turbionar cilindric dar care are realizate in interior canale de curgere in care se produce arderea. Canalele sunt astfel calculate ca peretii limitatori (cilindrul periferic al camerei §i cei doi pereti care marginesc canalul), impreuna cu forta centrifuga care se exercita datorita vitezelor tangentiale mari, sa creeze tuburi de curgere in care se dezvolta o turbulenta intensificata.

Focarul turbionar are o stabilitate foarte buna datorita recirculatiei prin turbionul central. Depresiune centrala intr-un jet turbionar face ca produsele din aval sa se recircule pe un tub de curent central pana in amontele jetului. In cazul special al unei flacari turbionare, jetul invers central transporta gaze de ardere fierbinti din zona finala de ardere spre zona de intrare a amestecului combustibil. Aici se vor realiza conditii foarte stabile de aprindere. La arzatorul-focar turbionar se poate identifica fenomenul §i de la exterior, printr-o zona vizibila, sub forma de pata centrala, de incalzire a peretelui de inchidere amonte (vezi. fig. 7.38).

Temperatura peretelui depa$e§te 1000 °C §i in mod curent pentru solutii foarte intensificate de ardere se poate ajunge la 1200 °C. La aceasta temperatura radiatia tubului spre suprafetele receptoare de caldura este atat de mare incat gazele de ardere sunt racite la ie§ire din focar la o temperatura sub 1400 °C, deci conditii de ardere completa §i practic fara aisocieri .

Debitul nominal al camerei de ardere este dat de momentul cand arderea nu se termina in interiorul camerei si incepe sa se continue in exterior. In nici-un caz nu s-a ajuns experimental la o rupere de flacara. Probabil ca intensificarea arderii create mai mult decat scaderea limitei de stabilitate, de aceia ruperea flacarii prin cre§terea vitezei nu este posibila.

184


De mentionat ca regimul termic poate fi variat in limite foarte largi, chiar in limita: debit nominal -> 1/10 din nominal, fara sa apara dereglari in functionare $i cu acela§i exces de aer de 1,05... 1,1.

Efectul scaderii debitului de functionare va fi numai acela de reducere a temperaturii din camera de ardere, scaderea vitezelor §i a presiunii de insuflare a aerului fi combustibilului gazos.

O ultima caracteristica functionala este aceia ca pozitia de functionare nu are nici-o importanta. Focarul poate functiona de sus in jos, de jos in sus, sau orizontal.

In ceeace prive§te combustibilul de functionare, camera de ardere poate functiona in aceleasi regimuri de sarcina si pe combustibil gazos si pe combustibil lichid. Mai mult, camera este insensibila la calitatea combustibilului, regimul de ardere fiind acelasi si la motorina §i la CLU. Explicatia este temperatura inalta de aprindere §i de proces care face ca orice combustibil lichid sa fie vaporizat si gazeificat imediat dupa intrare. La utilizarea combustibilului lichid finetea de pulverizare este neimportanta.

In continuare se prezinta cateva fotografii sugestive privind aspecte de functionare la o sarcina normala (80% din sarcina nominala). La aceasta sarcina se pot pune in evidenta vizual zonele de ardere.

In fig. 7. 36. se prezinta camera de ardere vazuta din lateral.

Fig. 7.36 Camera de ardere AFTK vazuta din lateral.

185


Primul tronson cilindric, de la partea de intrare, este la tamperatura joasa, fiind zona de aprindere. Al doilea tronson are temperatura inalta (coloratie ro§ie) §i se poate remarca o zona de ardere intensa, incepand de la mijlocul meridianului din fata caracterizata printr-o temperatura mai inalta (coloratie galbena). Temperatura inalta continua §i pe cca. jumatate de circumferinta a tronsonului 3, de unde temperatura scade (coloratie ro§ie) indicand ca arderea s-a terminat §i in continuare focarul lucreaza ca o camera de radiatie. Tronsonul 4 este la temperatura determinata de cea de ie§ire a gazelor de ardere. Se remarca o culoare de temperatura uniforma.

La ie§ire din camera de ardere nu se observa postardere luminiscenta, ceeace arata ca tot procesul de ardere $i postardere s-a terminat in interiorul camerei.

In fig. 7.37 se prezinta o vedere din fata a arzatorului-focar cu efect Karlowitz.

Se observa trei nuante de culori, reprezentand temperaturi caracteristice din camera de ardere.

Coloratie ro§ie reprezentand temperatura finala a camerei de ardere §i corespunzator a gazelor de ardere. Ea este prezenta la fata de ie§ire a camerei.

Fig. 7.37 Vedere din fata a arzatorului-focar cu efect Karlowitz

Coloratie galbena reprezentand temperatura de final de ardere, unde disiparea caldurii prin radiatie s-a facut intr-o masura mai mica. Ea este prezenta pe diafragma despartitoare dintre camera penultima (3) §i camera finala (4). Coloratia galben stralucitor (spre alb) se remarca in zona de ardere intensa intre camerele (2) §i (3). Aceasta portiune de proces determina o temperatura foarte ridicata a diafragmei despartitoare dintre camera a doua (2) §i camera penultima (3).

In spate, central, se remarca metal cu culoare normala, indicand temperatura mai scazuta in camera de aprindere. O coloratie ro§ie, deci de o temperatura mai inalta, se remarca in zona centrala a placii de fund unde este zona de aprindere.

186


In fig. 7.38 se pune in evidenta, printr-o fotografie facuta pe peretele de inchidere amonte al camerei de ardere, la intrarea amestecului combustibil, zona de recirculatie centrala a gazelor fierbinti de aprindere.

Fig. 7.38 Peretele de inchidere amonte al camerei de ardereAfa cum s-a aratat in capitolul de descriere a procesului din camera de ardere,

fenomenul special care determina aprinderea unei flacari turbionare, este aparitia jetului invers central care transporta gaze de ardere fierbinti din zona finala de ardere spre zona de intrare a amestecului combustibil. A id se vor realiza conditii foarte stabile de aprindere. La arzatorul-focar turbionar se poate identifica fenomenul fi de la exterior printr-o zona vizibila sub forma de pata centrala de tncalzire, colorata in rofu, a peretelui de inchidere amonte, foarte clar vizibila in fotografie.

ARZATORUL MULTICICLON

In fig.7.39 se prezinta schematic un element de arzator multiciclon realizat din material ceramic, de forma cilindrica, cu un capat liber. In partea de jos a elementului este practicat unui sau mai multe orificii de introducere tangentiala a amestecului combustibil astfel incat sa se realizeze conditiile de ardere ciclonata la interior.

Aprinderea elementului de arzator se realizeaza in partea deschisa a acestuia, frontul de flacara aparut initial in partea de sus, fiind imediat ”tras” catre interior datorita depresiunii centrale specifice curgerilor ciclonate.

Limita superioara a sarcinii termice de functionare a elementului arzator a fost determinata in conditiile in care procesul de ardere s-a desfajurat exclusiv in inderiorul arzatorului fara sa apara fenomenul de postardere. Efectul vizual obtinut la refularea arzatorului este rezultatul radiatiei in domeniul vizual al reflexiei peretilor in gazele de ardere. La sarcini termice mai mari decat cea stabilita ca valoare nominala, ponderea mifcarii de turbionare incepe sa descreasca in favoarea celei axiale astfel incat se remarca o racire a peretelui jumatatii inferioare a elementului fi o deplasare a frontului principal de flacara catre zona superioara a arzatorului.

187


Fig.7.39 Prezentare schematics a unui element de arzator multiciclon (cilindric / conic)

Chiar in conditiile in care postarderea devine importanta, stabilitatea arderii este buna datorita recirculatiei interne, centrale, a gazelor de ardere. La coeficientii redu§i de exces de aer utilizati (1 .1 -1 .1 5 ), concentratia de CO este foarte mica (15-20 ppm).

Obtinerea unor puteri mai mari se poare realiza prin montarea in baterie a unui numar de elemente de arzator ajungandu-se astfel la solutia de arzator multiciclon (figura 7.40).

(a) (b)

Fig. 7.40. Variante constructive de arzator plan (a) sau cilindric (b)

188


Sistemul de alimentare cu preamestec combustibil este compus dintr-o suflanta cu turatie variabila si un sistem automat de dozare a amestecului la aspiratia acesteia (fig.7.41). Practic, sarcina termica a arzatorului se poate regia exclusiv prin varitia turatiei suflantei, raportul combustibil gazos - aer de ardere ramanand aproximativ constant.

Fig. 7.41. Ansamblul arzator-sistem alimentare

Pentru a se putea aprecia comparativ calitatile acestui tip de arzator plan se prezinta in fig. 7.42 o comparatie intre incarcarile termice de suprafata a celor mai uzuale arzatoare utilizate in prezent §i incarcarea termica a suprafetei obtinuta de arzatorul multiciclon.

Un alt fenomen deosebit de interesant ce apare in procesul de ardere ciclonata la elementele de diametre mici, este acela al aprinderii continue la peretele interior. Efectul insumat al acestei aprinderi continue §i al putemicei recirculari centrale a gazelor de ardere, face ca procesul global de ardere sa genereze extrem de putini compu§i de ardere incomplete in conditiile unor coeficienti de exces de aer relativ scazuti (a = 1,05 + 1,15).

Datorita emisivitatii mari a materialului ceramic din care sunt executate elementele arzatorului multiciclon, o parte importanta din caldura produsa in procesul de ardere este radiata indirect catre suprafetele de schimb de caldura ale focarului. Acest transfer de caldura avand loc in imediata vecinatate a zonei de reactii de ardere dar $i datorita recircularii intense de gaze de ardere, temperatura de ardere scade foarte mult ceea ce face ca prezenta oxizilor de azot in gazele de ardere sa scada simtitor.

189


□ Arzator multiciclon

kW/mp

2500

■ Arzator pream estec de2450— ^ tip tesatura metalica

□ Arzator pream estec detip grila

2000 □ Arzator autoaspirant cugrila

F l4 0 0 ^ _ ■ Arzator autoaspirant1500 radiant

I9501000

500

0

Fig. 7.42 Comparatie intre Tncarcarile termice de suprafata pentru diverse arzatoare

ARZATORUL FOCAR TUNEL CONIC

Focarul tunel conic reprezinta o perfectionare a focarului tunel cilindric Tngust, in sensul ca, mentinand toate avantajele intensificarii procesului de ardere specific camerelor de ardere de tip tunel, poate asigura o stabilizare a flacarii intr-un domeniu larg de viteze de intrare ale amestecului combustibil in conditiile unor caderi de presiune mult mai mici decat focarul tunel cilindric. Schema functional a unui focar tunel conic este prezentata Tn fig. 7.43.

Focarul tunel conic este alimentat cu amestec combustibil Tn domeniul dozajelor de ardere cinetica printr-un tub cilindric cu diametru mai mic decat diametrul de stingere, pentru a evita orice retur de flacara. In aceste cazuri de viteze mari de curgere a amestecului combustibil, diametrul de stingere este mult mai mare decat diametrul de stingere static, ceeace rezulta din analiza ecuatiilor de aprindere pentru jeturi cu viteze mari.

Amestecul combustibil este realizat Tntr-un tronson cu umplutura dezordonata de corpuri neaerodinamice. Combustibilul gazos §i aerul de ardere sunt admise Tn capatul amonte al omogeneizatorului. Amestecul combustibil realizat trebuie sa fie Tn domeniul amestecurilor care permit aprindereea cinetica §i trebuie sa fie bine omogeneizat pentru ca stabilizarea Tn tubul focar conic sa nu prezinte fluctuatii.

In momentul aprinderii de la capatul deschis al tubului conic, fronul de flacara se retrage Tn interior pe o pozitie data de conditia ecuatiei de stabilitate pe pereti reci:

190


viteza de ardere turbulenta langa perete (luand Tn considerare efectul de stingere a peretelui) egala cu viteza turbulenta de ardere.

In momentul imediat urmator apare efectul de autoturbulizare a amestecului combustibil Tn zona frontului de flacara, deoarece, pe o lungime mica de focar, focarul conic poate fi asimilat fenomenologic cu focarul cilindric. Deci, odata cu retragerea frontului de flacara Tn interiorul focarului tubular conic, apare fenomenul Karlowitz de marire a vitezei de ardere turbulente datorita maririi turbulentei locale de accelerare.

1.Focar tunel conic; 2. Omogeneizator; 3. Admisie combustibil gazos; 4. Admisie aer;

Fig.7.43 Schema functionals a unui focar tunel conic

Marirea vitezei turbulente de ardere duce la o deplasare Tn amonte a frontului de flacara unde, datorita conicitatii, vitzele axiale sunt mai mari §i deci efectul Karlowitz este mai intens. Rezulta, Tn cascada, o marire a turbulentei si a vitezei de ardere, §i o continua deplasare spre amonte a fronntului de flacara. Sistemul fiind stabil, dovedit experimental, frontul de flacara se stabilizeaza pe o anumita cota axiala de la intrare Tn tubul conic.

Pe masura ce temperatura peretilor tubului create, ca urmare a transferului de caldura de la frontul de flacara la perete, frontul de flacara se retrage §i, la o temperatura a peretelui egala cu temperatura de autoaprindere a amestecului combustibil, frontul de flacara se va stabiliza lipit de perete, pe un diametru coresunzator noilor conditii de stabilizare.

Fenomenele se succed Tn foarte scurt timp, datorita vitezelor mari de curgere §i transferurilor foarte intense de caldura, de ordinul secundelor, astfel c& experimental, Tn aceasta faza de cercetari experimentale, fazele de aprindere §i

3

!ombustibil gazos

Aer de ardere

191


stabilizare nu pot fi detaliate. Ceeace se constata experimental este ca la cateva secunde dupa aprinderea initiala procesul de ardere se stabilizeaza la o anumita cota axiala a tubului conic, adica pe un anumit cerc de periferie a conului, §i ramane stabila in continuare pe aceiafi pozitie.

Datorita geometriei conice a focarului, stabilizarea frontului de flacara se face autoreglat pe diverse diametre ale tubului conic. Daca viteza amestecului combustibil este mica, diametrul de acrosare va fi mic, flacara axaial mai apropiata de sectiunea de intrare. Daca debitul este mai mare, diametrul de acrojare va fi mare, flacara axial mai departata de sectiunea de intrare.

Unghiul de conicitate al focarului tunel conic este limtat de unghiul de desprindere al jetului axial liber (max. 12 0 ). Daca unghiul este mai mare se formeaza periferie o recirculatie de tip Craya-Courtet, care va produce o stabilizare de ardere prin recirculatie fi nu prin efect Karlowitz. Cu cat unghiul de desprindere va fi mai mare, cu atat fenomenul de stabilizare se va apropia mai mult de situatia stabilizarii in foacare largi, cu viteze de ardere mai reduse fi incarcari termice mai reduse ale camerei de ardere.

Din experimentarile realizate pe o serie de arzatoare tunel conic a rezultat, fata de viteza normala de ardere stoichiometrica a metanului, o intensificare a procesului de ardere de cca. 14 ori, ceeace este o cifra normala pentru ardere in focare tunel. Astfel viteza de ardere ajunge la valori foarte mari, de ordinul 5 m/s. Incarcarea termica pe sectiune este In aceste condirii qs = 18 MW/m2.

7.9. REDUCEREA EMISIILOR POLUANTE

Sunt trei parametri care definesc calitatea energetica fi ecologica a procesului de ardere fi care sunt principalele obiective de masurare in actiunea de audit:

- excesul de aer a fi temperatura gazelor de ardere la evacuare ;- pierderi energetice prin gradul de imperfectiune a arderii CO, COV, Cfis;- concentratia emisiiilor poluante CO, COV, Cflx, N 0 2 , NOx .

Emisiile de gaze nocive sunt normate, ca valori maxime admise, la arderea combustibililor clasici. Pentru a exista o unitate in apreciere a noxelor, deoarece un exces de aer mai mare duce la diluarea noxelor fi poate sa apara o concentrate scazuta cand in realitate concentratia la gazele nediluate este mare, se precizeaza intotdeauna concentratia de oxigen in gaze la care se refera norma. Uzual, concentratiile de 0 2 de referinta sunt 0% , 3% sau 6%.

DacS intr-o analiza de gaze de ardere valoarea masurata de 0 2 este diferita de cea normata. relatia de reducere la raferinta este:

^■ (02 nnonn) ^ ( 0 2 mas) f 2 1 - O ^ nonn) / ( 2 1 " 0 2 nii-iv) ■

Pentru exemplificare fi pentru cunoafterea ordinului de marime a noxelor acceptabile, se dau in continuare normele de emisii pentru centralele energetice:

192


referinta gaze uscate cu 0 2 = 3% praf 5 mg/NmcCO 100 mg/NmcS 0 2 5 mg/NmcNOx (echiv.N02) 400 mg/Nmc la P<300 kW

300 mg/Nmc la P>300 kW

Daca analizorul de gaze ofera indicatii in alte unitati de masura decat mg/Nmc se face transformarea de unitati de masura cu urmatoarele relatii de echivalenta:

1 ppm CO = 1,072 mg/kWh = 0,8 mg/Nmc 1 ppm NOx = 1,575 mg/kWh = 0,488 mg/Nmc 1 ppm S02 = 0,457 mg/kWh = 0,341 mg/Nmc

Analizorul de gaze este compus dintr-un numar de celule electrochimice de masura; fiecare celula detecteaza §i masoara un anumit gaz. Uzual, aparatura de masurare curent utilizata in mcercarile de arzatoare §i de cazane are urmatoarele celule electrochimice: CO, 02 , S02, NO, NOx. Celulele functioneaza pe baza de difuzie prin membrana semipermeabila §i detectarea gazului difuzat prin tensiunea creeata de un electrolit intre un catod §i un anod. In figura 7.44. se prezinta schema constructiva a unei celule electrochimice.

1. corpul celulei 2.capac cu orificiu 3. membrana semipermeabila 4. electrolit 5. catod 6. anod 7. milivoltmetru etalonat specific

Fig.7.44. Celula electrochimica pentru masurarea concentratiilor de gaze

De exemplu functionarea celulei de oxigen are urmatorul principiu:

Gazul de analizat trece peste celula de masura. In gaz (gaze de ardere) exista 0 2 cu presiunea partiala P02 gaz ■ Membrana semipermeabila este permeabila numai la oxigen. Deci, oxigenul trece prin membrana §i ajunge sub ea, unde intalnejte electrolitul cu care intra in reactie. Electrolitul are o reactivitate mare astfel ca oxigenul este imediat consumat in reactie §i 0 2 sub membrana semipermeabila are presiunea partiala Poicei = 0 .

In prezenta electrolitului se produce transformarea 0 2 -> 2 (OH)' . Ionul de oxidril are o sarcina electrica, deci va fi transportat la catodul care este polarizat de o sursa de curent continuu. In felul acesta ia na^tere o tensiune intre catod fi anod, proportionala cu numarul de ioni de OH formati, deci cu debitul de 0 2 trecut prin membrana. Acest debit trece prin membrana printr-un proces de difuzie.

193


Debitul masic difuzat prin mebrana este J = D • (P02 gaz - Po2cei) ' S ; unde D este coeficientul de difuzie fi S suprafata libera a membranei.

Tensiunea intre polii electrolitului V este proportionate cu transportul de ioni OH de la anod la catod fi deci curentul electric produs de celula este proportional cu concentratia de 0 2 din gazul analizat.

7.9.1. REDUCEREA EMISIILOR DE CO

Producerea emisiilor de CO poate avea trei cauze:

aer insuficient de ardere- omogenizare imperfecta intre combustibil fi aer- existenta unor suprafate reci in zona de ardere care due la blocarea procesului

de ardere intr-o faza cand arderea nu este terminate

Excesul de aer incorect este prima cauza de functionare a unei instalatii de ardere cu pierderi energetice importante fi constituie prima masura de reducere a emisiilor de CO. Excesul de aer trebuie sa fie atat de mare incat la o mari re suplimentara a debitului de aer sa nu apara o reducere a emisiilor de CO. Totufi, in cazul cand excesul de aer astfel reglat are o valoare neuzual de mare, exista fi o defectiune a instalatiei privind omogenizarea combustibil-aer care trebuie luata in considerare.

O m ogenizare incom plete aer com bustibil este cauza cea mai frecventa de emisii mari de CO. O omogeneizare buna se obtine printr-o aerodinamica corecta care face ca jeturile sa se amestece. De cele mai multe ori o imbunatatire a omogeneizarii se poate obtine prin marirea turbulentei curgerii in zona de omogeneizare prin corpuri de turbulizare sau turbionarea in zona de amestec.

Blocarea arderii pe suprafete reci (convective) inainte de term inarea arderii poate avea o cauza constructiva sau poate fi rezultatul al unor reglaje incorecte ale instalatiei de ardere. O conditie pentru a evita aparitia de CO in proportie mare in gazele de ardere este nu numai conditia ca jeturile sa fie complet amestecate inainte de atingerea peretilor reci, dar fi procesul de ardere sa fie terminat.

In figura 7.45. se arata un caz tipic de blocare a arderii cu emisii ridicate de CO.

194


7.9.2. REDUCEREA EMISIILOR DE NOx

Oxizii de azot din gazele de ardere apar, In principal, din doua surse:

- NOx prompt rezultat din oxidarea azotului legat chimic In combustibil. In toti combustibilii, gazoji, lichizi sau solizi, exista In cantitati mici azot, N < 1%. Acest azot oxideaza In procesul de ardere, cand se elibereaza sub forma atomica (radical liber) din molecula purtatoare. Continutul mic de azot din combustibil nu duce la un continut semnificativ de NOx In gazele de ardere.

- NOx termic rezultat din oxidarea azotului adus de aerul atmosferic in zona de ardere. Aceasta emisie are o pondere importanta. Emisiile din oxidarea azotului atmosferic la temperatura inalta sunt exponential crescatoare cu temperatura de ardere §i formarea lor este ireversibila. Aceasta Inseamna ca daca intr-o zona de flacara a fosto temperatura foarte ridicata, nivelul de emisii de NOx este cel corespunzator acelei temperaturi, chiar daca ulterior temperatura a scazut. Ponderea acestei fractiuni de NOx in gazele de ardere este majora.

Dependenta emisiilor de NOx de temperatura flacarii este aratata in diagrama fig.7.46.

Se remarca in diagrama, caracteristica mentionata anterior, cre§terea exponentiala a emisiilor de NOx cu cre§terea temperaturii in zona de ardere.

La temperaturi adiabatice de ardere a combustibililor, 1800 - 2000 °C, emisiile de NOx vor fi la nivelul 700 ... 1400 mg/Nmc , deci mult peste limita admisa de emisie la cazane, de ordinul 200 mg/Nmc.

Se observa din diagramele de generare a NOx ca daca temperatura maxima de ardere se scade sub 1600 °C emisiile de NOx intra in limite acceptabile. In aceste conditii, singura modalitate de a pastra emisiile de NOx la nivelul normelor de emisii

195


este limitarea temperaturii de ardere, de regula la temperaturi sensibil mai mici decat temperatura adiabata de ardere, la valori sub 1600°C.

EMISII DE NOx FUNCTIE DE TEMPERATURA DE ARDERE

TEMPERATURA DE ARDERE [C J

Fig. 7.46. Dependenta emisiilor de NOx de temperatura flacarii

Temperatura flacarii este data de relatia:

tfi = (Qcomb-Qrad)/( B -Vg -Cpg) de unde rezulta Qrad = 0 -> tn = ttQrad 4- 0 -> tn < tt

Qcomb este fluxul de caldura dat de arderea combustibilului: Qcomb = B • H i , unde B este debitul de combustibil §i Hi puterea calorica inferioara. Qrad este fluxul de caldura cedat din zona de reactii de ardere.

Solutii tehnice de reducere de NOx sunt in consecinta urmatoarele:- racirea flacarii cu corpuri de disipare a caldurii;

reducerea temperaturii flacarii prin recirculare de gaze de ardere.

196


Introducere de bare radiante in zona de ardere - fig. 7.47.

Se constata ca prin emisia de caldura de catre barele radiante se produce o racire a zonei de ardere, deci temperatura de ardere va fi mai scazuta.

Qrad

Fig. 7.47. Introducere de bare radiante in zona de ardere

Recirculare de gaze din focar in zona de ardere

Ca fi in cazul stabilizarii procesului de ardere, unde se aplica recircularea de gaze in zona de baza a flacarii pentru aprindere, aceasta are efecte fi asupra frontului de flacara ducand la o temperatura mai scazuta in zona de ardere. Gazele de ardere din zona finala a procesului de ardere, unde temperatura lor este mai scazuta datorita transferului radiant de caldura, se recircula spre zona de intrare a amestecului combustibil. Amestecul de gaze de ardere cu amestecul combustibil face ca temperatura de ardere tard sa fie mai scazuta, dupa relatia:

tard = ( Vg • t, + Vr ■ trec) / (Vg + Vr) (7.94)

unde t, este temperatura teoretica de ardere a combustibilului, tm - temperatura gazelor recirculate, Vg fi Vr volumele specifice de gaze de ardere fi gaze recirculate.

Un proces similar de recirculatie poate avea loc fi intr-un focar tunel larg, ilustrat in fig.7.48. Daca spatiile in focar sunt mai mari, se utilizeaza de obicei cilindrii de dirijare a circulatiei gazelor de recirculare. In acest caz apare fi un efect de racire a gazelor recirculate prin fluxul de caldura radiat de corpul de dirijare a circulatiei.

Recirculare de gaze de la co§ spre arzatore

Schema din figura 7.49. arata modalitatea de recirculare a gazelor de ardere, de temperatura joasa, de la co§ spre arzator.

Gazele de ardere sunt extrase de la cof cu un ventilator fi refulate printr-o conducta in corpul final al arzatorului. Este de observat ca, dupa amestecarea aerului cu combustibilul, se face amestecarea cu gaze de ardere de recirculare inainte de intrare in cazan §i de incepere a procesului de ardere.

197


distanta de zona de recirculatie corp de dirijare a

Fig. 7.48. Recirculare de gaze In focarul larg cu corp de dirijare

evacuare gaze de ardere la cos

Fig. 7.49. Recirculare de gaze de ardere de la co§.

198


EfectuI de scadere a temperaturii de ardere datorita recirculatiei poate fi determinat dintr-un bilant caloric, ilustrat in fig. 7.50.

Fig. 7.50. Schema termica a recirculatiei

Introducerea recirculatiei in functionarea cazanului are o serie de consecinte asupra transferurilor de caldura din cazan fi asupra regimului de temperaturi. In schema urmatoare se arata aceste influente:

t anj j, t f oc J, Q ra d >1

b) Vg t wg T aconv t k t Qconv Tc) Vg T wg T Ap r t

In focar temperatura va scadea §i eficienta suprafetelor de radiatie va fi mai mica, in schimb in convectiv, datorita vitezelor mai mari de circulate a gazelor de ardere, transferul de caldura se va imbunatati §i eficienta suprafetelor convective create. Pe ansamblul cazanului fluxul de caldura produs nu se modifica §i temperatura la co§ a gazelor de ardere are o variatie relativ mica. In aceste conditii §i randamentul cazanului nu va avea variatii semnificative datorita recircularii gazelor de ardere.

Din cauza crefterii vitezei de circulate a gazelor in convectiv pierderile de sarcina ale cazanului cresc mult (cu patratul vitezei). Deoarece nu exista in generalrezerva de tiraj, de cele mai multe ori trebuie introdus un exhaustor de gaze saumajorat cel existent.

Ardere pe suprafete mari sau catalitice

Arderea pe suprafete mari, de tip plase de otel refractar sau placi ceramice poroase sau impaslituri impregnate cu saruri catalitice (de platina, iridiu etc) face ca radiatia suprafetei flacarii sa fie foarte mare §i deci temperatura de ardere redusa.

Sistemele se utilizeaza in general la cazane mici, de ordinul < 200 kW, deoarece suprafetele de ardere instalate sunt mari.

Ca exemplificare, multe cazane cu condensatie de 20 ... 100 kW sunt prevazute cu arzatoare cu plasa de sarma de otel refractar, sub forma de cilindru sau de calota sferica. La aceste cazane, cu performante energetice ridicate se urmareste §i obtinerea unor emisii foarte scazute pentru a incadra cazanele in categorii calitative inalte.

199


Um idificarea aerului de ardere - metoda PAVE (POMPE A VAPEUR D’EAU)

In contextul celor doua probleme prioritare pentru toate instalatiile termice actuale, economia de energie fi protectia mediului, tehnologia elaborata de Gaz de France, pompa de vapori de apa, tinde sa aiba un camp de aplicare din ce in ce mai larg. Pompa de vapori de apa (PAVE) este un ultim schimbator de caldura fi masa in cadrul unui sistem de cazan, permitand largirea campului de valorificare a caldurii latente de condensare a vaporilor de apa din gazele de ardere, in acelafi timp cu reducerea substantial:! a emisiilor de NOx. Acest concept, bine adaptat in cadrul combustiei gazului natural, combustibil atat bogat in hidrogen cat fi foarte curat, poate fi aplicat in majoritatea instalatiilor termice. In plus, reciciarea vaporilor de apa realizata de PAVE constituie o tehnica moderna fi economica de reducere a emisiilor de NOx din gazele de ardere.

PAVE este compusa din trei parti, doua schimbatoare de caldura fi masa tip scruber fi un schimbator de caldura-condesator.

In condesator agentul primar este constituit de gazele de ardere care incalzesc un agent secundar (apa) care face parte dintr-un circuit separat de joasa temperatura (apa calda pentru incalzire cu radiatie de joasa temperatura, etc).

In primui scruber agentul primar este reprezentat de gazele de ardere iefite din condensator iar agentul secundar este condensul racit provenit din scruberul al doilea (in urma procesului de incalzire-umidificare a aerului de ardere).

In al doilea scruber agentul primar este reprezentat de condensul cald obtinut de la condensator fi din primui scruber iar agentul secundar este aerul de ardere necesar instalatiei de ardere.

Principiu general de functionare al PAVE este prezentat in figura 7.51.

Aasigurarea unei recuperari aproape totala a caldurii evacuate in atmosfera prin gazele de ardere este obtinut prin trei efecte de recuperare:

- condensarea pe circuitul de apa cu temperatura mai mica de 60 °C ;- crefterea puterii de recuperare prin umidificarea aerului de ardere ;- preincalzirea aerului de ardere.

Asocierea celor trei principii de mai sus este indispensabila pentru a ajunge la performantele ridicate ale pompei cu vapori de apa.

Reducerea emisiilor de NOx are ca fundament umidificarea aerului de ardere prin care se adauga la amestecul combustibil-aer atmosferic o cantitate de vapori, pana la obtinerea saturatiei aerului cu vapori de apa, care va avea ca rezultat scaderea efectului termic al arderii fi deci scaderea temperaturii de ardere t , .

200


p o m p A deVAPORI DE APA

PVACAZAN CONDENSATOR

1. a rzator 2. cazan 3. condensator 4. pom pa de va po ri de apa 5. in troducere de aer a tm osfe ric 6. ie§ ire gaze de ardere 7. in tra re agent te rm c 8.ie§ire agent te rm ic 9. in trare

apa 10. ie j ire apa 11. zona de evaporare 12. zona de condensare 13. bucla de apa ca lda 14. bucla de apa rece 15. conducta de ech ilib ra re 16. p reap lin 17. 18. pom pa

19. v e n tila to r 20. a lim entare cu gaz

Fig.7.51. Schema functionala a sistemului PAVE

In tabelul 7.8 se prezinta eficienta procesului functie de temperatura aerului saturat cu vapori de apa introdus in procesul de ardere.

Tab. 7.8. Eficienta procesului de reducere a NOx prin umidificarea aeruluitaer [ °C] 2 0 4 0 6 0

H20 [g/kg] la saturatie 14,7 48 ,8 152

tt [° C ] 1746 1666 1458

NOx [mg/Nmc] 539 331 55

Sistemul PAVE devine economic viabil pentru puteri termice instalate mai mari de 2MW.

201


7.9.3. REDUCEREA EMISIILOR DE SO,

In cazul utilizarii in instalatii de ardere a unor combustibili cu continut de sulf Tn masa combustibila, ca urmare a oxidarii in procesul de ardere se produce o poluare important^ a atmosferei prin eliminarea oxizilor de sulf cu gazele de ardere.

In cele mai multe cazuri, datorita unor materiale cu proprietati catalitice din combubstibil, din focar §i de pe drumul gazelor de ardere, dar mai ales datorita unui exces mare de aer cu care are loc procesul de ardere, produsul primar S 0 2 trece in S 03, dupa care se produce trecerea la H2S 04 in prezenta vaporilor de apa din gazele de ardere, daca se atinge temperatura punctului de roua pe traseu.

Pentru instalatii energetice mari, reducerea emisiilor de oxizi de sulf se face prin spalarea gazelor de ardere cu solutii bazice in scrubere amplasate inaintea co§ului de evacuare a gazelor.

Pentru instalatii medii §i mici, o tehnica de desulfurare economica este cea utilizand panouri condensatoare. Aceasta tehnica este prezentata mai detaliat in continuare.

Metoda desulfurarii gazelor de ardere prin condensare fortata la punctul de roua acid consta in montarea unor panouri schimbatoare de caldura in interiorul co§ului de evacuare a gazelor in atmosfera, panouri din tevi racite cu apa pe care condenseaza vaporii de apa cu acid sulfuric din gazele de ardere. Desigur, conditia de functionare a unui asemenea panou de condensare este ca temperatura peretelui exterior al panoului sa fie mai coborata decat temperatura punctului de roua acid al gazelor de ardere. Combustibilii lichizi industriali CLU $i pacura au in medie continuturi de sulf prezentate in tabelul 7.9.

Tab. 7.9. Caracteristici pentru combuslibil lichidCLU tipul 1 2 3 4sulf % (max) 0,5 1,0 2,0 2,0putere calorica inferioarakcal/kg 9980 9690 9640 9480kJ/kg 41800 40550 40350 39700

Pacura cu continut redus de sulf cu continut ridicat de sulfsulf % (max) 0,6 2,5pulere calorica inferioarakcal/kg 9410 9610kJ/kg 39390 40230

Gazele de ardere provenind din combustibil lichid cu continut de sulf in compozitie au temperatura punctului de roua data de relatii determinate pe baza datelor experim ental prelucrate statistic:

pentru un continut de sulf S > 1 %, §i

tr = 92 + 4,656 ■ (S-l)0-588 +53,13 •(a -l,0 5 )<,-297_°-0141'4' (7.95)

202


tr = [92 + 45,2 • (a - 1.05)"’185 ]■ 5 + [40+ 61,93 ■ {pHM - 0,738)n'5U5 J- (1 - S) (7.96)

pentru un continut de sulf S < 1 %.

Pentru gazele de ardere provenind din carbune cu continut de sulf in compozitie, temperatura punctului de roua eate data de relatii determinate pe baza datelor experimentale prelucrate statistic:

tr = 101 + 4,383 • (S - i f 588 + 53,13 ■ (a - l,05)l,’297_0’<,143"v (7.97)

pentru un continut de sulf S> 1 %, §i

t = [lOl + 58,3 • ( a - 1,15)"'™1 j- 5 + (- 82,24+182 ■ p )■ (l - s) (7.98)

pentru un continut de sulf S< 1 %.

Pentru toti combustibilii cu sulf in compozitie se observa ca temperatura punctului de roua acid create cand continutul de sulf S(%) este mai ridicat, cand create excesul de aer a fi cand create continutul de vapori de apa in gazele de ardere, exprimat prin presiunea partiala a vaporilor in gaze p H20. Se constata ca in toate cazurile de utilizare a combustibililor sulfurofi temperatura de roua este sensibil peste aceea a apei de racire a panourilor, utilizata energetic pentru scopuri de incalzire, in care caz temperaturile sunt 70/90 °C , sau pentru preincalzirea apei de alimentare a cazanelor cand temperaturile sunt 10/70 °C .

7.10. GAZEIFICAREA COMBUSTIBILILOR BIOGENICI

O tehnologie care se afirma din ce in ce mai mult este aceea de gazeificare a combustibililor biogenici. Gazeificarea consista in efectuarea, la baza unui strat inalt, a arderii combustibilului biogenic, cu procese ulterioare in straturile superioare de reducere a C 0 2 fi H20 la CO, H2 fi CH4 , obtinandu-se in acest fel un combustibil gazos care poate avea multiple utilizari energetice.

Gazeificarea combustibilului biogenic aduce o serie de avantaje importante in raport cu procesul de ardere in focare. Aceste avantaje decurg in special din faptul ca procesul de gazeificare are loc la o temperatura relativ scazuta, 750 - 850 °C, fata de temperatura de ardere in strat care depafefte 1000 °C fi atinge frecvent 1300 °C in faza de ardere a reziduului carbonos.

Dintre avantajele procesului de tratare pirolitica la temperatura joasa, cele mai importante sunt urmatoarele:

203


• in procesul de temperatura mai joasa degajarea de noxe este mult redusa: la temperaturi de 750-850 °C producerea de NOx este de sub 10 mg/Nmc. In acela§i timp nu sunt degajari de praf, datorita pirolizei in strat fix.

• piroliza este un proces u§or de controlat in exploatare prin pastrarea constanta a temperaturii in zona de reducere. Aceasta temperatura se pastreaza constanta prin dozarea insuflarii de aer.

• gazele rezultate din gazeificare pot capata o utilizare energetica, in motoare termice §i in procese de ardere, ele avand o putere calorica de peste 1900 kcal/Nmc, ajungand chiar la 2300 kcal/Nmc.

Rezulta ca tratarea prin gazeificare a este filiera cea mai moderna, actualmente procesele de piroliza a combustibilului biogenic fiind in general preferate proceselor de ardere. Solutiile tehnice se refera in special la instalatii de capacitate mare, de tip regional. In fig. 7.52. se prezinta o schema de ansamblu a instalatiei.

Instalatia de gazeificare cuprinde un reactor in care are loc procesul la o temperatura stabilita. Pentru obtinerea unui gaz de putere calorica ridicata procesul este endoterm. Necesarul de caldura este furnizat prin incalzirea aerului de ardere §i prin adaus de combustibil gazos din propria productie a gazogenului. Cenu§a, rezultata la o temperatura joasa, 800-900 °C, nu este zgurificata §i nu contine produse de ardere incomplete.

Dupa ce gazele de gazogen au cedat caldura materialului brut care intra in reactor, ele sunt dirijate spre o camera de ardere unde, in prezenta unui aer de ardere insuflat, se produce arderea lor. Gazele de ardere cu temperatura ridicata cedeaza caldura intr-un cazan recuperator care produce abur pentru un grup turbina-generator electric.

Ca in toate instalatiile care trebuie sa fie etanje, un exhaustor amplasat inaintea cojului asigura o depresiune pe tot traseul pana la buncarul de incarcare.

Un exemplu de astfel de instalatie are o functionare continua de 24 h/24 h cu un debit de 6 t/h combustibil biogenic. Partea mediana de piroliza are temperatura de 750 °C. Camera de ardere a gazelor de gazogen are o temperatura de 1200 °C. Cazanul recuperator lucreaza in limitele de temperaturi ale gazelor de ardere 1200 -> 250 °C §i produce 25 t/h abur la 32 bar §i 250 °C care este dus la grupurile turbo-alternatoare.

204


1 tub de gazogen 5 tub de gaze gazogen 9 tub de aer rotitor 13 zona de ardere2 camera de ardere 6 arzator mixt 10 intrare de§euri 14 zona de cenu§a3 diafragme 7 tub de flacara 11 zona de uscare 15 evac. cenu§a4 evacuare gaze 8 gratar de cenu$a 12 zona de gazeificare 16 apa de racire

Fig. 7.52. Instalatie de gazeificare a combustibililor biogenici

205


PROCESE COMB1NATE DE PIROLIZA-ARDERE

In instalatie procesul se realizeaza Tntr-un tub de piroliza Tncalzit Tntr-un focar ciclon cu camera de postardere. In fig. 7.53 se prezinta schema instalatiei de piroliza- ardere.

1. buncar ; 2. sertar de etan§are ; 3. marina de maruntire ; 4. piston hidraulic ;5. tub de piroliza; 6. camera de racire ; 7. focar turbionar ; 8. admisie de aer ;

9. ventilator de aer ; 10. arzator de combustibil auxiliar ; 11. camera de postardere ;12. cazan recuperator ; 13. focar ; 14. tub de Tntoarcere; 15. fascicol de tevi.

Fig. 7.53 Schema de ansamblu a instalatiei de piroliza-ardere

Tubul de piroliza este alimentat cu combustibil printr-un transportor melc cu turatie variabila sau cu piston hidraulic. Viteza de Tmpingere este astfel reglata meat sa se obtina Tncarcarea focarului cu debitul de combustibil necesar functionarii Tn regim.

Combustibilul ajuns Tn tubul de piroliza, care are pereti i la temperatura de cca. 900 °C, se Tncalze§te §i Tncepe sa degaje volatile. Volatilele, cu un continut ridicat de CO, H2, CH4, tree spre capatul deschis al tubului de piroliza unde vor intra Tn focarul ciclon. Alimentarea cu aer existenta Tn aceasta zona §i turbulenta foarte mare creeata de jetul de aer turbionat care patrunde Tn focar cu viteza mare, face ca volatilele sa se amestece intim cu aerul necesar arderii §i sa se produca arderea la o temperatura ridicata, de ordinul 900 - 1000 °C. Temperatura de ardere este controlata prin excesul de aer. S-a determinat teoretic §i experimental ca se poate varia continutul de 0 2 Tn intervalul foarte larg, 3% - 12%, asigurandu-se Tn toate cazurile o ardere de foarte buna calitate §i un transfer de caldura adecvat Tn interiorul focarului spre tubul de piroliza.

206


Pe masura ce se degaja volatilele, in procesul de piroliza se formeaza si cocsul, care constituie reziduul solid carbonos. Reziduul carbonos constituie aproximativ 20% din debitul initial alimentat, restul de 80% fiind transformat in volatile.

Cocsul fiind de constitute marunt poros (tebuie imaginat ca fiecare bucata individuals de combustibil devine un masiv de cocs), nu impiedica deplasarea volatilelor spre capatul de iefire. Pe masura ce cocsul se acumuleaza in tubul de piroliza este §i el impins spre capatul liber de iesire al tubului. Viteza lui de inaintare este foarte mica, datorita debitului mic §i s-a observat ca exista o mare cantitate de carbon din cocs care arde chiar in zona finala a tubului de piroliza prin difuzia naturala a oxigenului din mediul focarului spre zona interioara a tubului.

Cocsul cade in focarul ciclon si datorita centrifugarii puternice, data de aerul introdus tangential cu viteza mare, se fixeaza pe peretii focarului §i carbonul arde complet. Numai fractiile foarte fine de cen tra sunt antrenate mai departe cu gazele de ardere. La capatul focarului ciclon este un prag conic care obtureaza aproximativ 50% din sectiunea de ie§ire. Rolul acestui prag este sa accelereze gazele de ardere in aceasta regiune §i, prin turblenta foarte ridicata realizata, sa se asigure o ardere totala a combustibilului in faza gazoasa.

In centrul focarului ciclon, in tot timpul functionarii, tubul de piroliza prime§te, prin radiatia peretilor focarului (care au practic temperatura gazelor de ardere, de 900- 1000 °C) §i prin convectia intensa a gazelor de ardere, un flux de caldura care il aduce la o temperatura apropiata de cea din interiorul focarului, astfel ca procesele de piroliza a de$eului decurg la temperatura optima de 850-950 °C.

Antefocarul de piroliza-ardere se poate dezvolta constructiv pentru debite de combustibil de la 25 kg/h pana la 250 kg/h, ceeace corespunde alimentarii unor cazane cu puteri cuprinse intre 100.000 kcal/h §i 1 Gcal/h (cca. 100 kW pana la 1 MW).

7.11 .SISTEME DE ARDERE A COMBUSTIBILULUI DE TIP BIOGENIC.

Energetica instalatiilor se desfa§oara in contextul Strategiei Europene cunoscuta prin simbolul 20/20/20 reprezentand tintele de reducere a consumului de energie si a emisiilor de C 0 2 cu 20% panS in anul 2020, in raport cu anul 1990.

Una din cele mai eficiente actiuni este fara indoiala, desvoltare puternica a energeticii bazate pe combustibili biogenici care, fiind regenerabili printr-un ciclu inchis, nu constituie poluare cu C 0 2 .

In conditiile mediului topogeografic existent, se apreciaza ca Romania are un potential energetic ridicat de biomasa, evaluat la circa 19% din consumul total de resurse primare la nivelul anului 2000.

In figura 7.54 se prezinta sugestiv ciclul C 0 2 in natura §i justificarea faptului ca arderea biomasei nu este o poluare cu C 0 2 a mediului.

TEHNICILE DE ARDERE ALE COMBUSTIBILULUI LEMNOSIN BUCATI MARI

Se disting doua categorii mari de instalatii de ardere a materialului lemnos:• arderea lemnului in bucati mari• arderea lemnului tocat sau a peletilor

207


Arderea lemnului in bucati mari este specifica pentru unitati energetice mici datorita avantajului de a nu fi necesare instalatii speciale de stocare §i de manevrare a combustibilului. Principalul dezavantaj al acestui sistem de ardere a lemnului este ca nu permite o automatizare completa a procesului de ardere. alimentarea cu lemne trebuind sa fie facuta manual la intervale scurte de timp.

NulricnliRad tafiasofarl i l

BiomasS

t Ardere6 C O 2+ 6H jO —► 6 0 2 ~ C tlH ^ Ok —► 6CO ;+ 6H <0-Encrgic~Ci;nu:}5

6 i Clorcifill I sL . t

Fig. 7.54. Ciclul C §i CO2 in natura

Fata de tehnica de ardere directa, de jos in sus, a lemnelor, tehnica de ardere inversa, de sus in jos, denumita $i ardere cu gazeificare, are avantaje semnificative care fac ca acest tip de ardere sa fie actualmente preferat in majoritatea sistemelor de ardere de putere 10.. 100 kW. In fig.7.55 §i 7.56. se prezinta cele doua tipuri de ardere.

Ca principiu general, la arderea directa in strat, aerul primar de ardere produce prin combustie un debit de gaze de ardere ce strabate stratul si duce la aparitia diverselor faze de ardere (ardere reziduu carbonos, devolatilizare §i incalzire cu uscare) in toata masa de combustibil ce formeaza o §arja de alimentare. Rezulta la partea superioara a stratului un debit de gaze de ardere incompleta in amestec cu substante volatile combustibile §i umiditate. Acest debit de gaze combustibile, rezultat practic din intreaga grosime a stratului, priincite aerul secundar de ardere §i genereaza gaze de ardere completa. Concluzia este ca in regimul normal de lucru al gratarului apare fenomenul de “ambalare” a stratului, adica progresarea arderii in toata masa

208


stratului, cu aparitia unei sarcini termice care depa§e§te sarcina termica proiectata a cazanului. Rezultatul este depfifirea temperaturii maxime a apei din cazan chiar §i in conditiile unor sisteme mecanice de introducere a aerului de ardere §i poate duce chiar la aparitia situatiei de avarie de supratemperatura. Pentru a evita acest fenomen trebuie redusa grosimea stratului de combustibil, ceeace duce la §arje cu timp scurt de acoperire a necesarului termic.

In cazul tehnicii de ardere inversa, sau ardere cu gazeificare, datorita propagarii frontului de flacara in contracurent cu aerul de ardere, fenomenul de aprindere necontrolata a stratului nu mai apare, ceeace permite realizarea unor rezerve semnificative de combustibil printr-o grosime foarte mare de strat in focarul cazanului, care capata astfel §i rol de buncar. Prin aceasta se realizeaza autonomii de functionare cu o incarcatura de pana la 12 ore de functionare normala.

Fig. 7.55. Focar cu gratar cu ardere directa a stratului de lemne

Fig. 7.56. Focar cu gratar cu ardere inversa a stratului de lemne

1. corp cazan cu pereti raciti cu apa 2. gratar 3 strat de lemne 4. insuflare de aer de ardere

5. zona de ardere a cocsului 6. camera de ardere a produselor de gazeificare 7. insuflare de aer secundar

1. corp cazan cu pereti raciti cu apa2. gratar 3. buncar de lemne 4. insuflare de aer

de ardere 5. zona de aprindere a lemnelor6. camera de ardere a produselor de gazeificare

7. tntoarcerea gazelor 8. tevi In drumul convectiv

O problema specifica arderii lemnului este necesitatea introducerii de aer secundar in faza finala a procesului de ardere. Explicatia consta in aceia ca un cocs la temperatura inalta, adica patul de jar, are un efect reducator foarte putemic. Efectul reducator este descompunerea C 0 2 in CO dupa o relatie heterogena de tipul:

C + 0 2 = C 0 2 ; C + C 0 2 = 2 CO

Prima relatie este relatia de ardere a carbonului, iar a doua este reducerea, in prezenta carbonului la temperatura inalta, a bioxidului de carbon in oxid de carbon.

209


Reactiile sunt practic simultane dar intensitatea celei de a doua reactii, cea de reducere, depinde de temperatura stratului de cocs: cu cat este mai ridicata temperatura cu atat reducerea este mai puternica. In tabelul 7.10. se prezinta constanta de echilibru functie de temperatura reactiei hetrogene de reducere a carbonului C + C 02 <=> 2 CO §i proportiile de CO §i C 0 2 in gazele de ardere in prezenta carbonului la diferite temperaturi.

Din analiza tabelului rezulta ca, deoarece totdeauna un strat de jar are o temperatura de 1000-1200 °C, din stratul de cocs vor rezulta gaze de ardere cu proportie de 92 ... 97% CO. Oxidul de carbon, pentru a obtine o ardere completa, trebuie sa primeasca oxigen din spatiul de deasupra stratului de carbon, deci un aer secundar. Fenomenul fizic al arderii stratului, prin traversarea de catre aer a unui pat de jar, face imposibila arderea completa. Oricat aer ar fi introdus, acesta nu va face altceva decat sa activeze procesul de ardere dar proportia de CO va fi totdeauna ridicata, conform legii echilibrului chimic.

Tabelul 7.10. Constanta de echilibru kco=(Vco)2/(Vco2) functie de temperatura reactiei hetrogene de reducere a carbonului C + CO 2 O 2 CO §i proportiile de CO $i C 0 2 in gazele de ardere

t[°C] FT n 0 c o % n 0 to sR

500 0,0032 V C 0 2=1 -» V C O = 0,0565 5,34 % 94.66 %600 0,00801 V C 0 2=1 -» V C O = 0,283 22 % 78 %700 0,998 V C 0 2=1 -> VCO = 0,998 49,9 % 40,1%800 7,587 V C 0 2=1 V C O = 2,75 73,3 % 26,7 %900 40,197 V C 0 2=1 -» VCO = 6,34 86,4 % 13,6 %1000 161,89 V C 0 2=1 -» V C O = 12,72 92,7 % 7,3 %1200 1451 V C 0 2=1 ^ VCO = 38,09 97,4 % 2,6%

In cazul arderii inverse, arderea cu gazeificare, stratul de jar de temperatura ridicata se gasejte ca un start subtire pe partea inferioara a lemnului, dupa cum se arata in fig. 7.57.

Fig. 7.57. a. Strat de lemne cu ardere inversa Fig. 7.57.b. Vedere a stratului de jar pe

fata inferioara a lemnului

210


Un debit suficient de aer traverseaza zona foarte subtire de ardere §i astfel, cu toate ca este prezent fenomenul de reducere din statul de cocs, o cantitate suficienta de oxigen ajunge sub gratar Tn camera de ardere a gazelor de gazeificare pentru arderea volatilelor care s-au produs Tn straturile superioare §i pentru arderea completa a oxidului de carbon rezultat din stratul de cocs.

Datorita acestor particularitati functional, cazanele cu combustibil solid cu ardere inversa au distributia aer primar / aer secundar Tn domeniul 100% / 0% ... 60% / 40% spre deosebire de sistemele cu ardere directa care au acela§i raport variind Tn domeniul 50% / 50% ... 40% / 60%.

Camera de apa

Post-ardereprimara

Post-ardere secundara

(cu stabilizarey

Produse de ardere completa,

Corp refractar

Fig. 7.58. Schema functionala de ardere la solutiile cu “duza” de trecere a produselor de gazeificare

Sistemul de ardere inversa a combustibilului solid Tn strat aduce §i o serie de alte avantaje importante.

Din punct de vedere al calitatii arderii, deoarece insuflarea de aer secundar se realizeaza de obicei concentrat, a§a cum reiese din schema functionala din figura 7.58 , pe o zona de sectiune redusa (sectiunea de trecere dintre buncarul ce are la baza zona de ardere §i camera focar racit de ardere a produselor gazoase), se realizeaza o amestecare foarte buna cu produsele din camera de gazeificare, asigurandu-se necesarul de aer de ardere Tn conditiile unor excese de aer scazute.

Chiar daca arderea se realizeaza numai cu aer primar, prin accelerarea debitului combinat de aer Tn exces cu produse de ardere incompleta §i volatile, la trecerea prin reducerea de sectiune, se realizeaza de asemenea conditii favorabile de amestecare, ce creeaza premizele unei arderi complete la excese de aer mici. Adaugand elementul de

Aer primar 100% -60%

Strat de combustibil

Aer secundar 0 % - 40 %

Zona jamotata ( “gratar” activ)

Sectiune de trecere a produselor de gazeificare

211


stabilizare a arderii constituit de temperatura ridicata a canalului de trecere §iposibilitatea, Tn camera de ardere racita, de dirijare a gazelor de ardere peste suprafete refractare fierbinti, rezulta o reducerea substantiate a COV nearse eliminate cu gazele de ardere §i un nivel de concentratii de oxid de carbon comparabile cu celecaracteristice arderii combustibililor gazoji Tn sisteme autoaspirante.

Din punct de vedere functional, deoarece prin caracteristicile particulare sistemului, oprirea procesului de ardere este aproape competa prin oprire insuflarii de aer, spre deosebire de arderea directa Tn strat unde oprirea insuflarii de aer nu duce §i la oprirea degajarilor de volatile din strat, rezulta posibilitatea unui control §i a unei asigurari a cazanelor mult mai stricte §i eficiente.

PRELUCRAREA §1 ARDEREA DE$EURILOR LEMNOASE

Provenienta acestor de§euri este diversa, cele mai importante surse de masa lemnoasa fiind:

• rumegu§, talas si praf de lemn de la instalatii industriale de prelucrare a lemnului;

• crengi, coji de copac, copaci nevalorificati din exploatarile forestiere.• joarde de vita de vie, rezultate din tunderea viilor;• paie de cereale.

Pentru a aduce de§eurile la o forma valorificabila superior energetic este indicata o prelucrare mecanica prin brichetare sau peletizare. Rumegusul se poate prelucra mecanic daca umiditatea materialului W nu depa§e§te anumite limite, de ordinul 12 % pentru peletizare §i 18 % pentru brichetare. La umiditati mai mari se ata§eaza sistemului de prelucrare mecanica un uscator, cu tambur rotitor sau cu strat fluidizat.

De§eurile lemnoase cu dimensiuni mai mari, crengi, paie, joarde etc. pot fi tocate mecanic Tn ma§ini rotative de de§ichetat care, cu un consum foarte mic de energie exterioara fata de valoarea energetica produsa, le aduce la dimensiunea necesara prelucrarii finale.

Prin peletizare se obtin urmatoarele avantaje, fata de rumegu§:

■ micjorarea spatiului de depozitare de cca. 10 ori;■ Tmbunatatirea conditiilor de curgere a materialului granulat■ Tmbunatatirea posibilitatii de dozare;■ eliminarea formarii de bolti Tn silozuri sau instalatii de transport;* marirea densitatii energetice volumice [ kcal/m ’J de masa solida combustibila;■ scaderea umiditatii;* rezistenta la factorii de mediu.

212


FOCARE PENTRU RUMEGU§

Pentru cazane mici, din domeniul cazanelor de incalzire, arderea rumcgusului se face pe palnii Stocker sau in pat semifluidizat. Instalatia de ardere in strat semifluidizat a rumegu§ului, cu o intensitate mare de ardere, cu insuflarea aerului cu viteza mare §i fara a ajunge la arderea in strat fluidizat, poarta deumirea de ardere in statat semifluidizat.

La solutia constructiva de gratar Stocker, gratarul este o cuva de tip albie, alimentata in partea inferioara cu combustibil printr-un melc antrenat electric. Aerul de ardere primar este introdus prin peretele conic al cuvei iar aerul secundar deasupra stratului prin jeturi laterale. Debitele de aer pot fi reglate independent. Debitul de combustibil se poate regia prin modificarea turatiei melcului de alimentare sau facand alimentare discontinue In fig. 7.59 este prezentata schita unui gratar Stocker.

Alimentarea cu rumegu§ se face cu un melc cu diametral de cca. 100 mm, antrenat cu o turatie de cca.20 rot/min. Alimentarea depa§e§te cu cca. 10 % capacitatea maxima de ardere a focarului.

Alimentarea cu aer se face de preferinta cu doua ventilatoare: unui pentru aer primar §i altul pentru aer secundar. Reglajul debitului de aer se poate face la fiecare ventilator cu o clapeta fluture.

In functionarea cu rumegu§ cu granulatie mare (tala§), avand o permeabilitate foarte buna la aer ca urmare a lipsei aproape totale a fractiei de praf, se ajunge la obtinerea unor incarcari mari ale suprafetei de ardere. Cu deseuri de lemn de fag, avand un continut de marunt sub 2%, capacitatea de ardere a gratarului este de 150 - 180 kg/(m‘ h) , deci o incarcare tripla fata de cea uzuala pentru rumegu§ de granulatie fma.

Temperatura minima in focar trebuie sa fie de 650 °C, in conditii de alimentare cu aer primar cu un debit de 20% §i aer secundar 80%. Temperatura optima la capatul focarului trebuie sa fie in general 750-850 °C pentru a obtine o ardere completa a volatilelor in volumul focarului deasupra stratului. Inaltimea flacarii de volatile este de cca. 300 - 500 mm.

La arderea in strat semifluidizat, prin strat se introduce un debit mare de aer, peste 50%, astfel ca particulele fine de combustibil incep sa pluteasca deasupra stratului. Aceste particule fine sunt fie din granulatia initiala a combustibilului, fie din particule mai mari care au ars in stratul fix §i §i-au redus dimensiunile. In concluzie, arderea in pat semifluidizat se impune la dejeul cu fractie fina > 50%.

213


1. Element de gratar ; 2. Orificii de introducere aer primar in strat; 3. Snec de alimentare cu rumegu§; 4. Pipe de introducere aer secundar de ardere; 5. Placa din beton refractar.

Fig. 7.59 Schita uni gratar Stocker

FOCARE PENTRU PELETI DE RUMEGUS

Peletii de rumegu? pot fi ar$i tot pe gratare de tip Stocker, actualele solutii constructive realizate in tara noastra fiind pentru debite calorice de pana la 150.000 kcal/h, respectiv 35 kg/h peleti.

Pe gratarele cu peleti se obtin urmatoarele performante:

• incarcare cu combustibil a gratarului 50 -200 kg/(h-m2)• mcarcarea termica a gratarului 250.000 - 950.000 kcal/(h-m2)• mcarcarea termica a focarului 100.000 - 450.000 kcal/(h-nr’)• exces de aer a = 1,5 - 1,8• ardere incompleta CO < 1000 ppm; indice de fum < 1.

In fig. 7.60. se prezinta o solutie de cazan de putere mica cu arzator frontal de peleti.

214


Fig. 7.60. Cazan de putere mica cu arderea peletilor cu arzator frontal.

Un alt sistem de focar este cel cu alimentarea combustibilului prin cadere de sus pe conul de ardere. In fig. 7.61 se prezinta o astfel de solutie constructiva.

Fig. 7.61. Focar cu alimentare superioara

215


ARDEREA RUMEGU§ULUI IN FOCARUL TURBIONAR

Pentru rumegu§ul ars in suspensie focarele turbionare §i focarele ciclon reprezinta sisteme de ardere intensiva.

Focarul turbionar asigura arderea rumegu§ului in suspensie, intr-o camera cvasi adiabata, unde, datorita starii de suspensie §i turbulentei ridicate, particula are o viteza relativa mare fata de aerul de combustie. Turbulenta foarte mare a mediului §i temperatura inalta due la o ardere cu viteza mare §i o ardere practic completa, cu exces mic de aer §i emisii mici de noxe.

In fig. 7.62. se prezinta o schema a unei instalatii de ardere focar turbionar.Focarul turbionar se cupleaza la un cazan cu focar camera, focarul camera al

cazanului avand numai rolul de postardere §i de transfer de caldura prin radiatie.

1. Corp cilindric;4. Melc de alimentare 7. Clapeta de reglaj aer primar; 10. Clapeta aer secundar;13. Jet de gaze de ardere;

2. Placa de baza;5.Strat ascendent semifluidizat 8. Camara de racire;11. Jet de aer secundar;14. Capac antefocar;

3. Placa de baza gaurita 6. Jet de aer primar;9. Jet de aer secundar 12. Canal de gaze;15. §arniere

216


8. ELEMENTE DE CALCUL SPECIFICE CAZANELOR DE APA CALDA SAU ABUR

8. 1. BILANJUL TERMIC GENERAL AL CAZANULUI

Bilantul termic la cazanului, expresie a principiului conservarii energiei, pune Tn evidenta fluxurile de caldura introduse, fluxurile utile §i pierderile de caldura ale cazanului fata de conturul de bilant §i permite calculul randamentului termic si al consumului de combustibil.

1. Cazan8. Alimentare cu combustibil3. Gratar4. Suprafete de schimb de

caldura5. Evacuare cenu$a §i zgura6. Contur de bilant

Fig. 8.1. Conturul de bilant la un cazan cu arderea combustibilului solid Tn strat pe gratar

Conturul de bilant Tncadreaza suprafata exterioara a peretilor cazanului. Temperatura de referinta este temperatura mediului ambiant sau cea normala. Ecuatia bilantului termic al cazanului se serie sub forma :

Q, + Qu = Qut + Qmec + Geos + Qch + Qex, + 2,v (kW) (8. 1)unde :Qc - este debitul de caldura disponibila a combustibilului;

Qa - debitul de caldura adus de aerul utilizat la arderea combustibilului;

Q ut - debitul de caldura utila produs de cazan;

Qn^ - debitul de caldura pierdut prin ardere incompleta de natura mecanica(este specific numai combustibilului solid);

Q eh - debitul de caldura pierdut prin ardere incompleta de natura chimica;

Qcos - debitul de caldura pierdut prin evacuarea gazelor de ardere pe co§ ;

Qext - debitul de caldura pierdut prin peretii exteriori ai cazanului.

Q,:cn - debitul de caldura pierdut prin evacuarea produselor solide de ardere dincazan (este specific numai combustibilului so lid ).

217


RANDAM ENTUL TERM IC AL CAZANULUI

Randamentul termic al cazanului poate fi d e term inat:

a) la un cazan fn functiune. cand, prin mastirari. se determina Qm si Qc :

tja = ^ 1 0 0 {%] (8,2)

b) in faza de proiectare, cand se impune, ca data de proiectare, sarcina termica utila. temperatura gazelor de ardere la cos etc. $i se calculeaz3 :

Q - Y Q ^I n = Q = 1 - X , <l] = 1 “ ( ? c M + ?«* + q,nec + + Veen ) [ ' j

unde qj reprezinta pierderile specifice (relative fata de (2, ) de caldura.

In cazul general al unui cazan fn faz0 de prototip, dupa ce s-a determinat randamentul termic de proiectare acesta va trebui validat de mcerearile termotehnice realizate conform standardului specific tipului constructiv de cazan. Randamentul declarat de functionare al cazanului respectiv nu va putea difere cu mai mult de 1 % fata de cel obtinut In cadrul Incercarilor temotehnice de tip, IncercSri ce se efectueaza m laboratoare independente acreditate Tn acest scop.

Pierderi specifice de caldura prin ardere incompleta de nan in 5 mecanicd { Cfmet)

Acest tip de pierdere de caldura reprezinta pierderea prin nearderea carbonului din combustibil cazut sub gratar, Tnglobat in zgura sau antrenat cu cen ffa zburafoare cazuri Tn care, din lipsa conditiilor de ardere. acesta nu mai poate elibera caldura de reactie. De aceea aceasta pierdere de caldura este specifics numai pentru cazul arderii com bustibililor solizi pe gratar fix sau mobil (pentru combustibili lichizi §i gazo?i

< l,n e c= 0 )

, , -*.* . .. i r\f\sau expnm at in procente ‘I..-, - IUU

i iunde :B* este consumui de combustibil (kg/s) :H, - puterea calorica inferioara a combustibilului (k g /k g ).

Pierderea specifics de caldura q raei. se determina cu relatia :

100 - c . 100- c- + a.

1 0 0 - c ,

32657 A100 H (8.4)

218


unde cij este procentul de participare Tn cenu§e a diferitelor fractiuni = 100) §i

Cj este continutul procentual de carbon fix din fractiunea ar Valorile medii orientative se prezinta in tabelul 8. 1. pentru combustibil lignit pe diverse tipuri de gratare.

Cu A se noteaza procentul total de cenuse din combustibil.

Tabelul 8.1.

Combustibil §i sistem de ardereCazut sub gratar Inglobat tn

zgura

Antrenat cu cenuja

zburatoare

^caz CcUZ a zg a sbLignit pe gratar fix plan 4 10 76 15 20 9Lignit pe gratar tnclinat fix 2 10 78 15 20 8Lignit pe gratar cu impingere directa 15 4 55 10 30 4Lignit pe gratar cu impingere rasturnata 20 10 50 10 30 4Lignit macinat ars tn stare pulverizata 0 - 10 10 90 3

In mod normal qmec poate avea valoarea cuprinsa tn intervalul 5 - 12% pentru carbuni §i 0,5 4-1% pentru lemn §i vegetale uscate.

Consumul efectiv de combustibil (B) va fi :

B = [kg/s] (8.5)

Pierderi specifice de caldura prin evacuarea gazelor de ardere la co$ ( sau q2 )

Se determina cu relatia :

, _ Qm -Qa . . . , _I cos _ ... , , in valon absolute sau,

_ ----CYAV---------«_ j QQ J „Lens B * H

explicitand termenii rezulta:

<?co,s= 1 - } <8-6)H i

unde :

I g cm se obtine din diagrama I - t pentru CCats §i temperatura tcos ;

219


t cos - este un parametru care se stabile^te prin calcule economice, dar pentru inceperea calculului se aproximeaza la valori uzuale functie de tipul cazanului.Astfel, la cazanele de abur, functie de temperatura de saturatie a apei din cazan (ts) $i de debitul de abur D/, [t/h] :

Pentru cazane fara suprafete auxiliare (economizor, premcalzitor) :

I aer reprezinta entalpia aerului de ardere, la temperatura ambianta (ta=20°C) §i se determina cu relatia :

50(8.7)

Pentru cazane cu suprafete auxiliare:

(8 .8 )

Pentru cazane de apa calda sau fierbinte :

?cos = tum + (80 + 120) [°Cj unde tame

(8.9)

[kJ/ ml ] sau [kJ/kg] (8.10)

cu cpu= 1,2971 \kJhn 'NK | se obtine:

Cpa ta = ia er = 25,942 [kJ/ nrN ] (8. 11)

In calculul cu calduri specifice, pierderile de caldura prin evacuarea la co§ se determina cu relatia:

(8 . 12)

(daca se admite qmec=0)

cu (8.13)

^ccs = — K „ c w (feos ~ t a )+ (0CW - 1 ) V0c pa (tces- t a)\ (8. ]4)

Relatie prin care se pune in evidenta :■ pierderea de caldura prin cantitatea minima de gaze rezultate din ardere;■ pierderea de caldura suplimentara prin aerul m exces.

220


Aceste pierderi specifice de caldura au valori uzuale de 5+12 % in functie de tipul instalatiei de ardere, de natura combustibilului §i de tipul cazanului.

Pierderi specifice de caldura prin ardere incompleta de natura chimica ( q ci, sau )

Aceste pierderi de caldura apar datorita faptului ca omogenizarea amestecului combustibil-aer de ardere nu poate fi perfects oricat de performanta ar fi instalatia de ardere. Astfel ca, realizand chiar si amestecuri cu exces de aer, in gazele de ardere rezultate se gasesc componente gazoase de ardere incompleta, combustibile, ca: CO, H2, CH4 etc.

qch = - = 1 ~ q,,WL ( 126,36 ■ CO + 107,98 ■ H, )V (8 15)B* H H

La proiectarea cazanelor se pot admite urmatoarele valori orientative pentru qch:

- in cazul utilizarii unei instlatii de ardere performante: <?,-/,= 0 ;

- la focare cu ecranare mica (calde): <2cfl =0,005 ;

- la focare cu ecranare medie: ^ = 0,0 1 ;

- la focare cu ecranare puternica (reci): cjch =0,015 ;

- la focare cu gratare qch =0,02 .

Pierderi specifice de caldura prin perefi exteriori (q ext sau q$)

Se determina cu relatia :

Q,uq'xt B* H j B * H i <8J6)

unde:tpi - temperatura medie a unei suprafete exterioare „i” a cazanului;Si - marimea suprafetei exterioare , j ” a cazanului;

CCi - coeficientul de schimb de caldura la surafata exterioara „i” a acazanului.

Relatia (8.16) poate fi utilizata numai pentru un cazan existent pentru care s-au determinat, in functionare la sarcina nominala, temperaturile pe suprafetele exterioare ale acestuia.

In faza de proiectare se utilizeaza relatii experimentale:

• qex,= 5,4643 • 10-~~-Dh°'655' - pentru cazane de abur fara (8.17)suprafete anexe (D/, - debit de abur ft/h]);

221

CURS DE APARATE TERAAiCE

qext= 5,8797 ■ 10- D h-0,5185 pentru cazane de abur cu (8.18)

(8.19)

suprafete anexe (D/, - debit de abur [t/h]);

qext= 4 ,6167 ■ 10- ~-Qmw - pentru cazane mari de apa calda sau fiebinte (Qmw= 0,1 + 6 MW). Qmw~ sarcina termica a cazanului exprimata in MW;

pentru cazane de apa calda sau fiebinte, mici §i mijlocii (Q <1000kW), se poate aprecia pentru qext o valoare in intervalul (0,5+1,5 %) in functie de gradul de izolare termica dorit.

Pierderi specifice de caldura prin evacuarea produselor solide din cazan (qcen sau q6)

Acest tip de pierdere de caldura reprezinta caldura evacuata odata cu cenu§a §i zgura (produsele solide ale arderii combustibililor solizi), la o temperatura mai ridicata decat cea de referinta de bilant. De aceea aceasta pierdere de caldura este specifica numai pentru cazul arderii combustibililor solizi (pentru eombustibili lichizi §i gazo§i(jcen = 0 )

Cf e n =

A - a sb100 H ■ C p e v ^ e v - O (8.20)

unde :cpev - este caldura specifica medie a produselor evacuate (cenu§e §i zgura) conform

tabelului 8.2. tev - temperatura de evacuare a produselor solide

Tabelul 8.2. Caldura specifica medie a zgurii (cenujii)t ( 0C) 100 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800cpev(kJ/kgK) 0,801 0,842 0,899 0,930 0,956 0,980 1,001 1,130 1.172 1,212

In mod uzual pierderile specifice de caldura q cen nu depa^esc 3 % .

Pentru un cazan ce utilizeaza combustibil solid, randamentul termic de proiectare al cazanului va fi:

^ - 1 ~ ( Cl mec + C1 cos + <lch + + Clev )

cu valori uzuale in intervalul 0,7-0,85.

(8 .21)

Pentru un cazan ce utilizeaza combustibil lichid sau gazos, randamentul termic de proiectare al cazanului va fi:

222


V ~ 1 “ (4coS + Clch + 4 ext ) (8 .22)

cu valori uzuale in intervalul 0,88+0,93 (cazane clasice fara condensare a vaporilor de apa din gazele de ardere).

CONSUMUL DE COMBUSTIBIL

Consumul de combustibil, pentru cazanele ce produc abur este :

unde: cu D s-a notat debitul de abur al cazanului [kg/s] (dat prin tema de proiectare); un mod de exprimare tehnic curent al debitului de abur al cazanului este " D / ” , masurat in [t/h| §i astfel: D = Z)/,- 0,278 [kg/s].

i - entalpia finala a aburului la evacuare din cazan [kJ/kg];io - entalpia initiala a apei de alimentare a cazanului [kJ/kg];

i0— Cpa• tai = 4 ,186- tai [kJ/kg]

Cpa - caldura specifica a apei; ta/ - temperatura apei de alimentare a cazanuluii i ” - entalpia apei §i a aburului, la saturatie [kJ/kg] ;D p - debitul de purje (kg/s) pentru care se admite D p =(0,03+0,05) D

Purjarea cazanului se face pentru a scadea periodic duritatea apei din cazan sub limita admisibila peste care sarurile de Ca §i Mg incep sa se depuna pe suprafetele de schimb de caldura.

Fara purjarea, permanenta sau periodica, a acestui debit Dp de apa la saturatie, cazanul nu ar putea functiona in mod continuu §i, de aceea, se considera caldura evacuata cu purja ca fiind tehnologic utila.

Pentru aburul umed, cu titlul % entalpia ”i” se calculeaza cu relatia :

Pentru cazanele mari la care arzatoarele utilizeaza abur saturat ca agent motor pentru injectia combustibilului lichid :

(8.24)

R* _ D ( i ~ i0) + D r U ' - i 0)

V H , - W inj( i " - i 0)(8.25)

223


Wi„j - debitul relativ de abur utilizat de catre injectorul de combustibil lichid [kg.abur/kg.combf

Pentru cazanele de apa calda sau fierbinte se da, prin tema, debitul de caldura utila produs de cazan (sarcina termica a cazanului), Q [kW] §i asfel se poate determina consumul de combustibil al cazanului:

B " ~ [kg/s, m3N /s] (8.26)i]H

Pentru cazanele mari de apa calda sau apa fierbinte de peste 500 kW, debitul util de caldura Qi, se exprima in [Gcal/h] - sistem tehnic.

In acest caz, consumul de combustibil se determina utilizand relatia omogena:

1,163 ■ Qh ■ 103B - — [kg/s, nr n /s]

rjHi

Debitul de combustibil consumat efectiv in cadrul procesului de ardere, in cazan. este :

B = B * ( \ - q mec) [kg/s, m3N/s] (8.27)

B este debitul de combustibil ce se va utiliza in cadrul calculelor de dimensionare necesare intregului cazan pentru determinarea debitelor de gaze de ardere.

BILANTUL DE ANSAMBLU AL CAZANULUI

Bilantul de ansamblu al cazanului se efectueaza pentru a se determina fluxurile de caldura aferente fiecarei suprafete de schimb de caldura, in parte, a cazanului.

In cazul cel mai general de cazan, cu suprafete anexe §i cu producere de abur supraincalzit, reprezentarea schematica a bilantului de ansamblu este conform figurii_8.2 .

Pentru cazanele mai simple se elimina din schema economizorul si preincalzitorul de aer, sau numai una din aeeste suprafete auxiliare, dupa caz.

De asemenea, pentru cazanele de abur saturat, se elimina din schema supraincalzitorul.

Fluxul de caldura transmis in cadrul economizorului :

Qee= ( D + D p)(iee- i 0) [kW] (8.28)

unde i,,c se considera pentru o temperatura a apei cu cca. I0°C mai scazuta decat temperatura de saturatie (tec = ts - 10°C) a aburului produs de cazan.

224


Fluxul de caldura transmis in cadrul sistemului fierbator

Q s f = I D (isJ ~ iec) + D p ( i '- i ec)] [kW] (8.29)

de mentionat ca, daca se efectueaza o buna separare a picaturilor de apa la saturatie din aburul ce iese din tambur, se poate accepta i sf = i " ( / - \ ) .

Fluxul de caldura transmis in cadrul supraincalzitorului este :

Qsl = D ( i - is f ) [kW] (8.30)

Fluxul de caldura preluat in cadrul preincalzitorului de aer :

Qpa= < p B a f -V0 -(iap- i a) (kW) (8.31)

unde:(p - proportia de aer din aerul de ardere ce se preincalze§te, (50 -f 100%); i a p , i a - entalpiile specifice ale aerului preincalzit, respectiv ambiant.

t, tf tsfc tpa~ tCOS

Fig. 8.2. Schema bilantului de ansamblu al cazanului de abur supraincalzit

Cu aceste date se inlocmeste tabelul de bilant 8.3. pentru un caz de exemplificare pentru care qmec- 0 §i Cje v - 0 .

225


Tabelul 8.3.

Q cedat de arderea combustibilului - pierderi

[kW]

Q preluat de suprafetele de schimb de caldura

[kW]

Q c = B * H j QecQpa~B’OZf’(p ' V0(iap- iJ Qsf-Qsfc+Qsfr

-qCOf B * Hi Qsi-qch B* Hi Qpa-qextB * Hi

Q ' = ^ Q eroare max. 1% Q = ^ Q

Eroarea relativa de tnchidere a bilantului de ansamblu se determina cu relatia :

e = 1 , 1100 < 1 % (8.32)

In cazul cazanelor de apa calda sau fierbinte bilantul este mult simplificat deoarece cazanul este compus numai din sistem radiant (focar) §i sistem convectiv de incalzire a apei. Schema este data Tn figura 8.3. Relatiile de bilant sunt conform tabelului 8.4 (pentru cazane functionand cu combustibil lichid sau gazos).

Fig. 8.3. Schema bilantului de ansamblu al cazanului de apa calda sau apa fierbinte.

Tabelul 8.4.Q cedat de arderea

combustibilului - pirderiQ preluat de suprafetele de

schimb de caldurafkW] [kW]

+ B Hi-qCm B Hi -q ch B Hj Qu,=Qr+Qc

-Q exl B H leroare max. 1% Q = ^ Q

226


BILANTUL GRAFIC AL CAZANULUI

Bilantul grafic al cazanului transpune grafic, la scara, debitele de caldura conform celor din tabelele 8.3 sau 8.4. functie de tipul cazanului la care se refera.

In figura 8.4. se prezinta schematic bilantul grafic al unui cazan de abur supraincalzit alimentat cu combustibil solid.

D E B I T E D E C A L D U R A

I N T R O D U S E

r>' i @rAB CC^os I a O . 5

m . f

B H i

D E B I T E U T I L E D E C A L D U R A

QhQsic

: t r

B “" H‘

Qhc

M B #

D E B I T E D E C A L D U R A P I E R D U T A

Fig. 8.4. Bilantul grafic al cazanului

RANDAMENTUL CAZANULUI IN FUNCTIONAREA REALA (NENOMIN ALA)

Regimul de functionare al unei centrale termice este un regim variat, atat in timpul unei zile cat §i sezonier. Principalele probleme ale regimurilor nenominale sunt:

• legatura randament-sarcina a cazanului• pierderile cazanului la sarcina 0 - racire prin aer din sistemul de alimentare -

racire cu aer din inversarea circulatiei la cos• procese de condensare din gazele de ardere pe suprafetele de tevi

LEGATURA RANDAMENT-SARCINA A CAZANULUI

Cel mai important parametru economic al cazanului in exploatare este consumul de combustibil. Ca un prim pas in analiza cazanelor trebuie definite variatiile randamentului §i consumului de combustibil cu sarcina cazanului, ace§ti indici permitand in continuare aprecierea functionarii in exploatare a centralelor.

Se pleaca de la premiza ca atat cazanele mari cat si cele mici au randamente in domeniul 90 - 92 %.

Experimental prin analiza functional^ a multor cazane §i analitic prin programele de calcul ale cazanelor, s-a stabilit ca legea valabila pentru majoritatea

227


cazanelor de Tncalzire este aceea ca randamentul cazanului r| create cu o functie exponentials cu scaderea sarcinii fata de cea nominala, expresia general determ inate fiind:

H = rjN - 5 * (1 - EX P (1- Q/Qn ) ) [%} (8.33)

unde r|N - randamentul nominal al cazanului [%]Q - o sarcina redusa a cazanului [kW]Qn - sarcina nom inate a cazanului [kW]

Ecuatia este aplicabile pentru domeniul de sarcini partiale ce depa^esc 40% din sarcina noiminala.

Variatia randamentului cu sarcina este o urmare a sclderii temperaturii la co§ pe mSsurS ce sarcina cazanului scade, Tn timp ce alte pierderi, de tipul celei prin suprafata exterioara §i cele prin ardere incomplete, ramin constante.

Tem peratura la co§ a unui cazan are o variafie de tip exponentials de grad 0,33 cu variatia relati va de sarcina. Tem peratura la co§ la o sarcina oarecare ["C] se calculeaza ca suma dintre temperatura agentului termic (Tn zona ultimului traseu) tas [°C] plus un ecart de temperatura pentru transfer Atcos. Ecartul de temperatura (fata de valoarea nom inala a ecartului de tem peratura AtcosN) este funcfie de sarcina relative a cazanului conform expresiei:

Atcos= AtgosN • ( Q /Q n ) 0-33 (8.34)

§i tem peratura la c o j rezulta:

tcos = tag + Atcos, (8.35)

Ecuatia este aplicabila pentru domeniul de sarcini partiale ce depSsesc 40% din sarcina noiminala.

Pentru exemplificare se aplica relatiile la un cazan care are randamentul nominal Hn = 90 %, tem peratura agentului termic tag = 80 °C fi diferenta de temperatura la cos Atco, = 100 JC , deci tem peratura nominala la co§ este tcos = tag + Atcos = 8 0 + 100= 180 6C.

In tabelul 8.5 se dau parametrii cazanului la variatia de sarcina termica.

Consumul specific de combustibil la o sarcina parfialS B [kg/kW saum ’N/kW j sau consumul specific de combustibil la sarcina nominala B*N reprezinta consumul de combustibil pe unitatea de putere termica utile, La variatii de sarcina. consumul specific relati v B /B n este invers proportional cu variatia randamentului, conform relatiei (B '/B N) = ( % / q) $i este prezentat in tabelul 8.5 :

228


Tabelul 8.5 Parametrii cazanului la variatii de sarcinaQ/Qn A

tcos

tcOS n B / B*n

100 180 r|N = 90 10,9 96,6 176,6 90,5 0.9940,8 92.8 172,8 91,1 0,9880,7 88,8 168,8 91,7 0,9810,6 84,4 164,4 92,5 0,9730,5 79,4 159,4 93,2 0,9650,4 73,7 153,7 94,1 0,956

Din tabel se remarca, de exemplu, ca la 50% din sarcina termica randamentul cazanului este cu 3,2% mai mare decat la sarcina nominala §i economia de combustibil este de 3,5%,

PILRDERILE ENERGETICE ALE CAZANULUI INTR-UN INTERVAL DE OPRIRE

Pentru a evalua pierderile de caldura ale cazanului tn timpul de oprire, denumite uzual pierderi de tip nestationar, se pleaca de la constatarea ca un cazan cald, oprit la un moment dat, nu-§i conserva caldura ci se race§te, caldura respectiva fiind pierduta la co§.

La unele cazane, la tntreruperea alimentarii cu combustibil nu se inchide clapeta de admisie a aerului de ardere. In aceste cazuri, datorita tirajului natural al co§ului, un debit de aer este aspirat prin admisia de aer a arzatorului, este incalzit in cazan de peretii calzi ai suprafetelor de schimb de caldura §i evacut la cos cu o temperatura mai malta decit cea de intrare. Aerul astfel mcalzit §i eliminat la cos constituie o pierdere de caldura.

Chiar si cazanele care au o clapeta de inchidere a admisiei de aer la oprire, au aceste pierderi prin neetan§eitati, prin fenomenul de patrundere descendenta a aerului rece in cos §i prin caldura pierduta de Tnvelisul exterior al cazanului.

Pentru ilustrarea pierderilor de caldura la racirea unui cazan de 1 MW, functie de durata de oprire, se prezinta diagrama din figura 8.5.

PIERDERI DE CALDURA LA OPRIREA CAZANULUI

TIMP [ore]

Fig.8.5 Pierderile de caldura [MJ] la racirea unui cazan de 1 MW

229


In fig.8.6 se prezinta echivalentul Tn combustibil al caldurii pierdute de cazan In timpul opririi.

PIERDERI ECHIVALENTE DE COMBUSTIBIL LA OPRIREA CAZANULUI de 1000 kW

TIMP (ore)

Fig.8.6 Pierderi echivalente in combustibil gazos la racirea unui cazan de 1 MW

Fara a efectua mari erori de calcul, pentru orice cazan se poate aprecia pierderea la oprire prin multiplicarea cantitatii echivalente de combustibil pierdute datorita opririi AB cu sarciana termica a cazanului:

A B = B * N/1000 [m3N sau kg]

unde A B este pierderea in echivalent de combustibil a opririi;B - pierderea echivalenta a cazanului de 1 MW N - puterea cazanului [kW]

Ecuatia este aplicabila la cazanele de apa calda sau fierbinte cu sarcini termice cuprinse intre 0,1 $i 5 MW (100 - 5000 kW), fara suprafete anexe, dotate cu arzatoare cu aer insuflat.

De exemplu, la o oprire de 1 ora a unui cazan de 1000 kW se pierd echivalentul a 3 nr N de combustibil. Pentru un cazan de 100 kW (care are o suprafata de transfer de caldura de cca. 10 ori mai mica) se pierd 3 • 100/1000 = 0,3 m3N de combustibil.

Rezulta ca se poate calcula pierderea de oprire a unui cazan in echivalent de combustibil $i consumul total de combustibil, atit pe timpul functionarii cat §i pe perioadele de oprire.

230


CRESTEREA RANDAMENTULUI CAZANULUIPRIN CONDENSARE UTILA

La cazanele clasice atat gazele de ardere care ies din cazan cat si suprafetele de transfer de caldura au o temperatura mai ridicata decat temperatura de roua a gazelor de ardere. In consecinta vaporii de apa din gazele de ardere i§i mentin starea gazoasa si sunt evacuati la co§ impreuna cu caldura lor latenta de condensare. Aceasta caldura reprezinta pentru gazele de ardere din combustibil gazos standard G20 (CH4)11,34 % din caldura disponibila Tn combustibil. Daca se face condensarea vaporilor de apa din gazele de ardere, caldura disponibila Tn combustibilul gazos, exprimata prin puterea calorica superioara, este Hs = 39.860 kJ/m3N (9.520 kcal/m3N).

O consecinta este aceea ca daca unui cazan clasic i se ata§eaza un condensator, randametul lui va create cu 3 - 7 % datorita condensarii §i cu Tnca 2 - 5 % datorita faptului ca gazele de ardere vor fi evacuate cu o temperatura mai coborTta, deci cazanul va avea randamentul cu 5 - 12 % mai mare decat cazanul de baza.

Corpul de condensare se monteaza Tn serie pe circuitul de evacuare a gazelor de ardere din cazan, a§a cum se prezinta in fig. 8.7.

Pe baza unui calcul economic se poate face recomandarea de a se imbunatati parametrii energetici ai unei centrale termice prin montarea unui corp condensator in serie cu cazanul, pe traseul gazelor de ardere.

Pierderile de sarcina prin acesta sunt foarte mici dar totu§i este necesar ca presiunea disponibila la arzator sa fie marita. Avantajele acestui tip de montare este instalarea fara piese mecanice in mi§care §i diminuarea racirii cazanului prin tiraj natural la oprirea arzatorului daca acesta nu este echipat cu un volet de aer automat.

Fig.8.7 Corpul de condensare pe circuitul de evacuare a gazelor de ardere din cazan

231


8.2. BILANTUL PARTIAL PE SUPRAFETE.

(BILANTUL PARTIAL PE ELEMENTE AL CAZANULUI - STABILIREA TEMPERATURILOR SI ENTALPIILOR GAZELOR DE ARDERE PE TRASEU)

A. Cazane de abur :

Se considera, ipotetic, ca temperatura de Tnceput a procesului de cedare de caldura a gazelor de ardere, este temperatura teoretica de ardere t, , corespunzatoare entalpiei teoretice de ardere I, :

u.c. = imitate de combustibil

Temperatura teoretica de ardere se determina din diagrama 7-r, pentru entalpia teoretica de ardere I, §i coeficientul de exces de aer pentru focar 0Cf.

Fluxul de caldura preluat prin radiatie Tn focar :

Temperatura la capatul focarului t f se alege initial intre 600-M 100°C Tn functie de natura combustibilului §i de de tipul focarului, apoi se va verifica (modifica) pe baza criteriilor economice sau functie de necesitatile de echilibrare dimensionala a suprafetelor de schimb de caldura.

Din diagrama I-t rezulta entalpia gazelor de ardere la iejirea din focar If. pentru temperatura f/ initializata si excesul de aer de ardere corespunzator focarului CCf.

Fluxul de caldura preluat Tn sistemul fierbator convectiv :

iar la cazane fara preTncalzitor de aer (ft - 0 si rezulta :

(8.38)

Qsfc = Qsf ~ Q k = B ( 1 - qm ) ( / , - I sfc) [kWl (8.39)

Entalpia gazelor de ardere dupa sistemul fierbator convectiv va fi :

[kJ/u.c.] (8.40)

Din diagrama 7-r, pentru Isj c §i d sj r , se obtine tsrc .

232


Analog, entalpia gazelor de ardere dupa supramcalzitor este :

i Qsi\ii —'sft . D [kJ/u.c.] (8.41)

' ~ cLx, B

Din diagrama l-t, pentru f si §i CXSh se obtine tsi.

Entalpia gazelor de ardere dupa economizor este:, 1 Q,rlee si . D [kJ/u.c.] (8.42)

Din diagrama l-t, pentru I ec $i OCec, se obtine tec.

Entalpia gazelor de ardere dupa premcalzitorul de aer este:

, , 1 Q p a1 =<■--------------------- [kJ/u.c.] (8.43)' pa

text\~Qext B

Din diagrama /-r, pentru Igpa fi OCpa, se obtine tgpa.

Verificarea temperaturii gazelor de co§, daca calculele au fost corect efectuate :- pentru cazane fara suprafete auxiliare tsf = tcos

- pentru cazane cu economizor tec ~ tcos

- pentru cazane cu economizor §i preincalzitor de aer tg = tcos

Eroarea admisibila de inchidere a bilantului partial pe elemente este de maxim 0,5 % si se determina astfel:

£ i = _ . “ • 100 < 0,5% (eroarea pentru entalpii) (8.44)t COS

•100 < 0 ,5 % (eroarea pentru temperaturi) (8.45)Ye-***

f, ~ f cos

B. Cazane de apa calda :

Entalpia teoretica de ardere este :

I = t _ - - • 0 - chu - tfmec) + ■ y o • iao [kJ/u.c. | (8.46)Qmec

233


Se alege la capatul focarului o temperatura, la limita inferioara a temperaturilor uzuale : tf =600 ■+ 900 °C Tn functie de combustibilul utilizat fi tipul focarului. Din diagrama entalpie functie de temperatura se determina entalpia gazelor la icsire din focar l f=f ( t f , aj ) .

Rezulta :Q r = B ■ (1 - qext ) • ( / , - 1 j ) [kWl (8.47)

Fluxul de caldura preluat in sistemul conectiv este :Qc = Q ~ Q k [kW] (8.48)

rezulta entalpia gazelor de ardere dupa sistemul convectiv :

1 al c = 1 / - ---------- r ' — [kJ/u.c.] (8.49)

~ <lex, > B

Din diagrama I-t, pentru I c §i OCc, se obtine tc.

La unele cazane exista doua sau mai inulte sisteme convective. Pentru cazul cazanelor cu doua drumuri convective se apreciaza urmatoarele ponderi:

0 C 7 = ( O , 7 + O ,8 ) Q c [ k W ] (8.50)

Q cn= Q c - Q c i [kW] (8.51)

§i se calculeaza entalpii fi temperaturi intermediare .

Eroarea admisibila de inchidere a bilantului prtial pe elemente este de maxim0,5 % §i se determina ca fi Tn cazul cazanelor de abur - punctul A

C. Metode de calcul cu ealduri specifice :

Temperatura teoretica de ardere se poate determina, prin calcul iterativ, utilizand relatia:

JL J

, (1 - Qch - <1,«J + <Paf VoCraertap + 0 “ <P)<*/ V , p,,J ,a„_ 1 Clnec _t, =

v , c„(8.52)

pentru cazul arderii cu aer preTncalzit sau:

234


H, (1 - qch - qmec) + oCj VqC tao Q= ------------------7 7 ------ -------------- = 7 7 - [°C] (8.53)

g Pg 8 PS

pentru cazul arderii fara aer preincalzit ( ( p - 0).

Volumul de gaze de ardere cu exces de aer este:

Vg = + (a f ~ 1 ) ' ^0 [m Vu.c.J (8.54)

Deoarece valoarea caldurii specifice a gazelorde ardere Cpg este functie de temperatura, rezulta ca valoarea temperaturii teoretice de ardere t, trebuie initializata.

Astfel, se apreciaza valoarea tr in intervalul 1800+2000 °C.

Se determina din c pg functie de temperatura teoretica de ardere initializata,

dupa care se calculeaza ?, :

t, = Q c

y g c Pg°C] (8.55)

Daca tt calculat difera de t, initial cu mai mult de 50 K se reitereaza calculul

cu o noua valoare a caldurii specifice Cpi, determinata la temperatura tt §i se

determina t, :Q

r> = 7 — [°C] (8.56)8 PS

Deoarece variatia caldurii specifice cu temperatura este foarte mica (sub 1 % la 100 °C) nu sunt necesare mai mult de doua iteratii.

Se alege temperatura gazelor de ardere la ie§irea din focar a§a cum s-a aratat anterior §i se calculeaza fluxul de caldura preluat prin radiatie in focar:

Qr = 0 - qext) ' B ■ Vg ■ c pg ■ (t, - tf ) [kW] (8.57)

unde pentru determinarea valorii caldurii specifice a gazelor de ardere s-a luat valoareat , + t f

medie a interval 11 lui de temperatura tmf —— - — ji coeficientul de exces de aer O C f .

Fluxul de caldura preluat in sistemul fierbator convectiv este :

Q ,fc = Q sf - Q k LkWl (8.58)

235


si temperatura finala a gazelor de ardere:

Qs/ct sfc = t f [°C]

unde c pg se determina pentru OCsf c §i temperatura medie h-ns/c

(8.59)

§i in acest caz se presupune initial o valoare pentru tsfc se recalculeaza cpg

daca valoarea rezultata pentru t sj,: difera de t s/c Cu mai mult de 50 K.

Temperatura gazelor de ardere la ejire din supramcalzitor :

Q, °q

cu/

= / ts‘ = t- ^ T L’aA v V K=V ,+ (asi-\)V{0V

dupa economizor :

Kc = -( L

[°C]

cu

= f— t . + tt. - ■ Si ei

2

§i dupa premcalzitorul de aer :

Q„atp a = {ec ~

(1 ~ q eJ B V r p

cu

--- /" + ft = -fi___ £fL apa rs ’ pa

°C]

(8.60)

(8.61)

(8.62)

Ca §i In situatiile anterioare se face verificarea corectitudinii calculului prin compararea temperaturii de ie§ire a gazelor de ardere de pe ultima suprafata de schimb de caldura cu temperatura de evacuare la co$.

236


In cazul cazanelor de apa calda sau fierbinte, dupa calculul temperaturii teoretice de ardere t, asa cum s-a aratat mai sus si alegerea temperaturii la capatul focarului t< se ealculeaza QK .

Fluxul de caldura preluat in sistenuil convectiv este :

Qc=Q~Qr |kW | (8.63)

temperatura finals a gazelor de ardere:

dc ~ f ~ n ----------(8'64>(1 - q eJ B V Kc m

--- -- _ rf +trunde c pg se determina pentru conditiile ttm - ——— fj (Xc

Eroarea admisibila de inchidere a bilantului prtial pe elemente este de maxim 0,5 % fi se determina astfel:

£' 7 ~ Z ■ 100 < 0 . 5 % (8.65)1 ^ cos

8.3. FOCARE: TIPIJRI CONSTRUCTIVE, CALCULUL SUPRAFETELOR DE RADIATIE IN FOCAR.

Focarul reprezinta m general primul drum de gaze de ardere din constructia unui cazan si are doua functii distincte:

• Functia de camera de ardere , aceea de a permite dezvoitarea fi definitivarea procesului de ardere a combustibililor fi fractiilor combustibile derivate din arderea acestora, pana la realizarea starii de gaze de ardere completa: este necesar deci ca focarul sa asigure curgerea amestecului combustibil fn proces de ardere fara contactul acestora cu elementele reci de transfer de caldura; se va considera din acest punct de vedere necesitatea ca volumul si forma focarului sa depafeasca dimensiunile flacarii arzStorului cu care este eehipat;

• Functia de transfer de caldura prin radiatie de la gazele de ardere la suprafetele delimitatoare ale zonei de ardere: din acest punct de vedere, focarul (afa cum a tost indicat in cadrul bilantului pe suprafete al cazanului) se dimensioneaza astfel meat sa asigure transferal de caldura de la gazele de ardere pe domeniul temperaturii or Tnalte pentru care transferal radiativ de caldura reprezinta o solutie economic avantajoasa fata de solutia de transfer de caldura prin convectie.

237


In figura 8.8 se prezinta metodologia grafica de determinare a temperaturii optime de ie$ire din focar.

Fig. 8.8 Determinarea grafica a temperaturii optime de iejire din focar

Se observa ca ambele curbe, atat cea pentru costurile specifice de transfer de caldura radiativ cat §i cea pentru costurile specifice de transfer de caldura prin convectie, sunt curbe descrescatoare cu crcsterca temperaturii. Diferenta este ca in timp ce transferul de caldura radiativ este dependent de puterea a patra a diferentei de temperatura gaze de ardere - perete focar, transferul convectiv este aproximativ liniar descrescator cu cre§tere acestei diferente de temperatura.

In dimensionarea finala a focarului se vor alege dimensiunile astfel:

• Egale cu cele rezultate din dimensionarea de transfer de caldura daca acestea sunt superioare celor din dimensionarea de proces de ardere;

• Egale cu cele din dimensionarea de proces de ardere daca acestea sunt superioare celor din dimensionarea de transfer de caldura, caz in care se va determina temperatura gazelor de ardere la iesirea din focar dintr-un calcul de verificare a transferului de caldura in focar.

Principalele solutii constructive §i functionale de focare sunt urmatoarele:- focare cu strapungere, cu parcurgere directa intr-un singur sens,

denumite “focare cu circulatie directa” , la care gazele de ardere ies prin capatul opus arzatorului (fig.8.9); pot fi realizate in solutie constructiva tubulara sau de tip camera.

O analiza calitativa a caracteristicilor acestui tip de focar poate determina avantajele §i dezavantajele functionale §i constructive ale acestei solutii de focar:

238


T d"

1. cadru din teava; 2. platbanda de legatura (nervura); 3. arzator; 4. u§a Fig. 8.9. a - focar cu strapungere din cadre de tevi (tip perete - membrana)

Sectiune A - A

Fig. 8.9. b - focar cu strapungere tip camera de apa

Fig. 8.9 Focare cu strapungereAvantaje:

simplitate constructiva, nu necesita materiale deosebite;nu impune calitati deosebite arzatorului Tn ceeace prive§te forma si dimensiunile flacarii.

239


Dezavantaje:- focarul este rigid, Tncastrat la ambele capete, fi are solicitari mecanice mari;- temperatura de ardere ridicata ceeace produce o poluare importanta prin mult NOx;- incarcari termice volumice mai mici decat la celelalte solutii;- cazanul necesita doua drumuri convective fi implicit doua camere de intoarcere;

- focare cu intoarcere simpla a gazelor de ardere, denumite curent “focare cu intoarcere libera de flacara”, in care jetul circular de gaze de ardere format de arzator atinge fundul inchis al focarului fi se mtoarce sub forma unui jet inelar periferic, iefind la capatul dinspre arzator, dupa parcurgerea focarului in ambele sensuri (fig. 8. 10).

1 2

i. Element curent; 2. Platbande de etan§are intre elemente; 3. Arzator; 4. Element Tnchidere fata; Fig. 8.10.a - focar cu intoarcere libera tip camera cu perete membrana

! °

1. corp cazan; 2. focar tubular; 3. tevi convective cu turbulizatori ; 4. arzator; 5. ti§a de intoarcere; Fig. 8.10.b - focar cu intoarcere libera tip tub de flacara

Fig. 8.10 Focare cu intoarcere libera a gazelor de ardere

240


O analiza calitativa a caracteristicilor acestui tip de focar poate determina avantajele si dezavantajele functionale si constructive ale acestei solutii de focar:

Avantaje:

- focarul are o constructie elastica fiind incastrat ntimai in placa tubulara din fata;- reducerea puternica a temperaturii de ardere datorita recircularii foarte active in zona

de ardere, rezultand o reducere a emisiilor de NOx;- incarcare termica volumica mai mare decat in solutia cu circulatie directa;- temperatura mai joasa la ie§ire din focar;- cazanul necesita un singur drum convectiv si de suprafata mai redusa decat in cazul

focarului cu circulatie directa;- unifomitate termica foarte buna a mediului radiant din focar;- schimbul de caldura din focar are §i o componenta convectiva, de ordinul 10%.

Dezavantaje:

- arzatorul trebuie sa fie in buna concordanta cu focarul deoarece un jet cu un impulsprea mic duce la umplere incompleta a focarului iar un impuls prea mare duce la o ardere incompleta;

-focare cu intoarcere dirijatd a gazelor de ardere, denumite curent “focare cu corp de intoarcere1', in care o cama§a cilindrica amplasata in focar limiteaza jetul ie§it din arzator pe traseul pana in zona fundului inchis al focarului. Cilindrul terminandu- se inainte de capatul focarului, gazele de ardere fac o intoarcere de 180° §i circula inapoi prin spatiul inelar dintre cilindru si focar, ie§ind la capatul dinspre arzator (fig.8. 11).

l.corp cazan; 2. focar tubular; 3. tevi convective; 4. arzator; 5. u§a; 6. corp cilindric de intoarcere Fig. 8.11. Cazan ignitubular cu piesa de intoarcere a gazelor de ardere in focar

O analiza calitativa a caracteristicilor acestui tip de focar poate determina avantajele §i dezavantajele functionale si constructive ale acestei solutii de focar:

241


Avantaje:

- focarul are o constructie eiastica fiitid incaslrat numai in placa tubulara din fata;- incarcare term ica voJumica. mai mare decat In celelalte solutii datorita desfafurarii

arderii in prezenta unor pereti de temperatura ridicatS;- temperatura mai joasa la iesire din focar fata de celelalte solutii;- cazanul necesita un singur drum convectiv fi de suprafata mai redusa decat in cazul

celorlalte focare;- unifomitate term ica foarte buna a fluxului de radiatie pe peretele focarului. pe toata

lungimea;- transferul de caldura din focar are o im portanta com ponents convectiva, de ordinul

20% , generats de curgerea cu viteze semnificative (de ordinul celor din drumurile convective) la exteriorul coipului de intoarcere;

- nu impune calitati deosebite arzatorului in ceeace priveste forma fi dim ensiunile flScarii.

Dezavantaje:

- necesita un otel refractar pentru confectionarea coipului de intoarcere;- pierderi de sarcina mai mari pe traseul gazelor de ardere.

- fo ca re turbionare, in care arzatorul insufla amestecul combustibil tangential la capatul inchis al unei cama.fi interioare focarului. dupa care flacara se dezvolta turbionar pans la capatul de iefire unde, dupa o intoarcere de 180°. circula inapoi prin spatiul inelar dintre cilindru si focar (fig .8 .12).

Avantaje:

- incarcare termica volumica de 3-5 ori mai mare decat in celelalte solutii datoritadesfafurarii arderii in regim turbionar, cu turbulenta ridicata si in prezenta unor pereti de temperatura inalta:

- in cazul com bustibililor iiehizi se produce o ardere in volum fi o ardere pelicularafoarte stabila pe peretele focarului:

- chiar si in cazul cazanelor verticale arzatorul poate fi in pozitie orizontaJa;- temperatura mai joasa la iefire din focar fata de celelalte solutii;- cazanul necesita un singur drum convectiv fi de suprafafa mai. redusa, astfel incat

cazanul are gabarit foarte mic;- unifomitate term ica foarte buna a radiatiei pe peretele focarului, pe toata lungimea;- schimbul de caldura din focar are o importanta com ponents convectiva. cca. 25%.

Dezavantaje:

- necesita otel refractar pentru confectionarea camerei interioare de ardere;- pierderi de sarcina mai mari pe traseul gazelor de ardere:

242


P P P P f

t >

1.camera de apa; 2. focar cilindric; 3. eorp de mtoareere; 4. arzator; 5. tevi convective;

Fig. 8.12. Cazan ignitubular cu focar turbionar §i cu piesa de intoarcere

CALCULUL FOCARULUI

Calculul focarului are ca scop determinarea suprafetei de radiatie SR capabila sa preia debitul de caldura radiant QK (determint in cdrul bilantului partial pe suprafete) de la mediul gazos din focar format din flacara si gazele de ardere.

Procesul de schimb de caldura in focar este realizat in cea mai mare masura prin radiatie, avand in vedere emisivitatea puternica a flacarii §i gazelor de ardere la temperaturile foarte inalte din focar §i volumele relativ mari care radiaza. Factorii predominanti care determina radiatia in focar §i care trebuiesc luati in considerare in cadrul calculelor sunt;

Temperatura teoretica de ardere T, [K] determinata conform relatiei (8.52);

T, = t, [°C] + 273 cu t, [°C1

243


Temperatura gezeior de ardere la ie$ire din focar 7} [K| ; T, = tf [°C] + 273 cu t/ [°C] determinate in cadrul bilantului partial pe suprafete al cazanului conform indicatiilor fig. 8 .8:

Temperatura peretelui focar (suprafata de transfer util de c&ldurS) Tp [ K | : Tp = f ’C] + 273 + Atp unde ts reprezinta temperatura medie a apei din cazan sau temperatura de saturatie a emulsiei (amestec de apa $i abur la stare de saturatie) din cazan iar Atp reprezinta diferenta de temperatura inlre agentul secundar si peretele focar §i se considers Aip = 25 -f 50 [°C|;

Temperatura medie radiants in focar Tm = AJt ) ■ Tf :

Vr [m3] - volumul focarului. determinat din geometria focarului;

Sp [nr] - suprafata totals a peretilor care delimiteaza fizic volumul focarului. indiferent daca sunt sau nu suprafete de transfer de caldurS;

.v [m] - grosime a stratului radiant (denumita de asemenea lunginie deV

radiafie) definita ca fiind : s = Cg ■— cu constanta geometries C, egala cu 4Sp

pentru focarele tip camera §i focarele cu intoarcere a gazelor de ardere §i egala cu 3,6 pentru focarele tip tub de flacara;

1' = gradul de ecranare (adimensional) $i se definesle ca raportul dintre suprafata utila de transfer de caldura din focar §i suprafata totala a peretilor din focar : (/y = SK / S,,;

fi = iuminozitatea tlacarii: reprezintS un coeficient de ponderare a radiatiei flScflrii in raport cu radiatia mediului de gaze de ardere §i este functie de combustibil (§i uneori de mcSrcarea termica volumica a focarului);

c = coeficient de murdSrire a suprafetelor de transfer de caldura: depinde de natura combustibilului si definesle prin mmultire cu SK mSrimea “echivalent suprafata de transfer de cSldura curata":

Pint) Pro: (sau pa >; pentru combustibilii fara sulf tn compozitie) reprezintS presiunile partiale ale gazelor triatomice din gazele de ardere (doar gazele triatomice absorb §i emit radiatie, cele biatomice nu) §i se

u ydehnesc. = 7-------- ----------- *.p ; p„,n = 7-------- — ------- \.d i bar I :

lH'° {V'0 + (a-V )-V ty “"‘ {V" + ( a - \ ) - V tl) .. 1 1cu presiunea amestecului (gazele de ardere in focar) : = 1 bar:

M = factor de pozitie al flacSrii Tn locar. denumit uneori §i factor de umplere a focarului. depinde de geometria focarului §i de amplasarea arzatoarelor pe focar;

244


Criteriul adimensional O, reprezentand raportul intre temperatura absoluta a gazelor de ardere la ie§irea din focar §i temperatura teoretica absoluta de ardere : O, = T( / T, ;

Criteriul adimensional Boltzmann care reprezinta ca semnificatie fizica o aproximare a raportului dintre debitul de caldura disponibila cuprins in gazele de ardere la temperatura teoretica (cu considerarea pierderilor specifice de caldura specifice prin suprafetele exterioare calde ale cazanului - c/0 §i debitul de caldura pe care 1-ar emite suprafata de radiatie daca ar fi la temperatura teoretica de ardere si ar avea coeficient de emisivitate 1:

■ af - caracteristica adimensionala a focarului, echivalentul unui coeficient de absorbtie global pentru transferul de caldura radiativ intre mediul din focar (flacara §i gaze de ardere) §i suprafata de transfer de caldura a focarului.

Pentru focarele clasice (camere de ardere sau focare de tip tub de flacara cu strapungere) a fost determinata o ecuatie criteriala de dependenta intre principalii factori care definesc functional focarul, adica cifrele caracteristice ar §i M si criteriile adimensionale Bo ?i Of :

Bo = q l = ± X ^ L i 4Q CQ -10 ■ S K ■ Tt

(8.66)

si Q = C0 \0- i - £ - S H- { T ; - T 4p ) = C0 - \0- * - Z - S k -T; ;

adica se neglijeaza T* in raport cu T* si deci (Tt4 - T 4) = T,4

(8.67)

din care se pot determina :

SK pentru un calcul de dimensionare a focarului, cunoscandu-se 7}

Tf pentru un calcul de verificare a focarului, cunoscandu-se SK.

245


Astfel :

Bo

.rBo

1M

M

\

— ~1K ° r J

T , ~ T r

Trv f

1M

T, ~Tf TV ./

M TrV J

1— -1T,\ J J

Ctl-\Q-*-Z-SR-Tl3-af |

S-Vg -cm - ( l-^ s ) w

deoarece: (T: - T f )• B ■ Vg • cpg • (1 - q 5) = QR

T1 - I )

Trx f

1 f n r , ^2

s i 1

T

\ \ M 2 Tr

■ (expl. Bo)

(8.68)

^ S H =

sau

_________ Gs__________s i ^(:3-10 M ■Tj T; ^ M J

T,

— 1r ,V f

M

[K]

(8.69)

(8.70)

Deoarece in calcule intervin gradul de ecranare (definit ca raport intre suprafata utila de transfer de caldura §i suprafata totala a peretilor focarului) §i lungimea de radiatie (marime legata de dimensiunile focarului) , rezulta ca este necesar un calcul iterativ. Se admite o valoare preliminara SK care in final se va compara cu cea rezultata din calcul SR.

In figura 8.13 se prezinta principalele geometrii de focar impreuna cu caracterizarea dimensionala a acestora in vederea determinarii suprafetelor §i parametrilor geometrici de calcul.

Valoarea preliminara S R poate fi stabilita prin doua metode:a). Se admite un flux unitar radiant (incarcare termica specifica)

cfa{ = 30 50 kW/m §i rezulta C — Qr '■’ r ~

<lsn r (8.71)

b). Se determina suprafata de radiatie in focar cu relatia de aproximare:

Qr '_________ ___[nr] (8.72)SR =

5,765 ■ ef T f TV ! 0 0 y 100

V /

unde £ reprezinta valoarea estimata pentru predimansionare a coeficientului global de absorbtie a radiatiei de catre peretele focar din mediului de gazede ardere §i flacara ;

246


£ = 0,65 pentru combustibil gazos , £ = 0,75 pentru combustibil lichid ;Tj = tf + 273 [K] ;Tp = tm + 20 + 273 [K], unde tm este temperature medie a agentului secundar.

focar cilindric

< K>Jf. _ i f H

a

ii

11z ..----------------------- X

focar parlelipipedic (tip camera)

Sectiunea A-

Fig. 8.13 Exemple de descriere geometrica a focarelorZ V

-500

De exemplu, pentru focarul paralelipipedic (camera de apa sau din pereti membrana) cu forma geometrica prezentata in figura 8.13 rezulta geometric:

S K - 2L(a + h ) + ah [m2]

V , . = a h L fm (8.73)

$ per ~ ~L(a + h ) + 2 ah [m ]

Pentru peretii membrana se alege tipul de teava ce va fi folosita.Se impun valorile uzuale pentru a §i h §i din relatia (8.68) se determina

lungimea focarului.Grosimea stratului radiant de gaze este:

247


s = ^ 6 ' ^ - [m] (8.74)^ p e r

Ca un alt exemplu, pentru focarele cilindrice cu tntoarcere libera rezulta din punct de vedere geometric:

S H = kDLr + — — [ nr] (8.75)

Se impune un raport de suplete a focarului LR / D = 1,5-r2 §i se determina LK §i D.

Se calculeaza:nD 1 ,

- volumul focarului: Vf = —^ - L R [m ] (8.76)

2 7TD2

4suprafata peretilor camerei de ardere: Sper=7iD ■ LR + — -— [nr] (8.77)

v r- grostmea stratului radiant de gaze: s = 3,6 —— [m] (8.78)per

unde: D - diametru 1 focarului [m],Lr - lungimea preliminara a focarului [mj.

S ,- gradul de ecranare: = — — (8.79)

$ per

Pentru cazul focarului de tip tub de flacara prezentat ca exemplu in figura 8.14 se alege diametral tubului de flacara dupa marimea sarcinii termice a cazanului §i se determina lunsiimea activa (de transfer de caldura) a focarului din relatia :

L r - ^ 4 [m] (8.80)

S-a considerat ca suprafata corespunzatoare fundului focarului preta

caldura prin radiatie deoarece cazanele au in general cutia de intoarcere spate racita cu tevi de apa.

248


Volumul focarului, tinand seam a de o lungime de fam otare L .*- 0,64-1,2 m §i o grosimea de §amotare S rezulta:

V , = L „ — + L — D ~ 2^ 1t R 4 * 4

Suprafata peretilor focarului este :

Spa.=7T-[D-LR+ ( D - 2 - S ) - L J + 2-

[nr

n-D ~fur]

(8.81)

(8.82)

Grosim ea stratului radiant de gaze rezulta : V r

s = 3,6 •per

[m ] (8.83)

In continuare se calculeaza caracteristica radiants a gazelor de ardere tn cam era de ardere:

0,8+ 1,6/?,.

■\J(Ph ,o P r o , ) 's

1 — 0,38 ■T,

1000 ' ( Ph,o P m ^

§i se determina coeficientul de absorbtie al aazelor de ardere din focar:

ag - l - e -k-s(8.85)

Pentru a tine cont de efectul de radiatie directa al flae&rii se defineste, analo coeficientului de absorbtie al gazelor de ardere, un coeftcient de absorbtie al fl&eSrii. Acesta se calculeaza cu relatia de aproximare:

-k„-\Clft i — e (8 .86)

249


cu k„ = 1 ,6 -I f 1000

--0 ,5 (8.87)

Ponderea absorbtiei flacarii fata de cea a mediului radiant de gaze de ardere din focar se face dupa criterii experimentale, considerandu-se o proportie p, din volumul focarului, ocupata de partea luminoasa a flacarii.

Coeficientul de absorbtie al flacarii §i gazelor de ardere este dat de relatia: a = j3 -a f l + ( \ - j3 ) - a g (8.88)

Valorile coeficientului de luminozitate p sunt prezentate continuare:

Flacara neluminoasa de combustibil gazos f3 = 0,2Flacara de combustibil lichid 0 = 0,6

Coeficientul de murdarire a suprafetelor este: £=0,7 -f 0,9 combustibil gazos £=0,6 — 0,7 combustibil lichid

Cu aceste valori se calculeaza caracteristica radianta a focarului:0,82a

11, =a + ( l - a y P ( ;

(8.89)

O alta caracteristica a focarului este factorul de pozitie a flacarii in focar ”M”. Factorul de pozitie a flacarii, in camera de ardere este dat de relatia:

hM = aM “ bMHr

(8.90)

Pentru combustibil lichid sau gazos constantele au valorile urmatoare: aM=0,54 §i bM=0,2§i pentru raportul intre inaltimea de amplasare a arzatorului si inaltimea camerei

de ardere (H, = Df); de exemplu daca — = 0,5 se obtine M = 0,44 .H,

>

H f KV

/

Cu aceste date se determina suprafata de radiatie a focarului:

Q*\ 2

5,765-10-* M -£ -a f Tf Tt-1

A7[m (8.91)

Aceasta suprafata va fi diferita de SR determinata in calculul preliminar. Daca diferenta este mai mare de ±5% se reia calculul cu valori recalculate de Vf si Sper

250


pentru noua valoare a suprafetei de radiatie SR (pentru ealcule mai precise aceasta diferenta se poate impune la max. ±2%).

Calculul prezentat anterior se aplica la focarele care nu au particularitati de transfer de caldura. reprezentand varianta ‘'clasica’' de calcul. Astfel. pentru unele tipuri de focare trebuiesc definite metodologii de calcul speciale care sa tina cont de respeclivele particularitati. Principalele tipuri speciale de focare sunt:- focarele cu corp de tntoarcere la care componenta convectiva este importanta in

raport cu fluxul de caldura total schimbat de suprafata utila de transfer termic iar componenta radiativa are particularitatea ca este intre doua suprafete solide;

- focarele cu perete calcl, specifice unor aplicatii cu agent secundar gazos (aer), la care temperatura peretelui depa§e§te 400 °C;

- focarele pentru arderea in suspensie a combustibililor solizi sau cele cu gratar pentru arderea combustibililor solizi. datorita componentei de radiatie a carbonului fix la temperatura de ardere.

Din tipurile speciale amintite, datorita raspandirii tot mai mari in aplicatiile curente, se vor analiza pe scurt primele doua, sub forma unor precizari de particularitati de calcul, elementele de baza, cum ar fi definirea parametrilor caracteristici (coeficienti de bsorbtie. lungimi de radialie etc.) ram an and neschimbate fata de situatia clasica.

CALCULUL TERMIC AL FOCARULUI CU CORP DE INTOARCERE:

Calculul este foarte complex deoarece transferal de caldura de la flacara §i gaze catre apa se face prin intermediul piesei de Tntoarcere din focar. Un calcul exact se poate face utilizand un program de calcul, lucrand cu suprafete .si volume elementare.

In cele ce urmeaza se prezinta un calcul simplificat bazat pe valori medii ale parametrilor termici §i gazodinamici ce intervin in calcul.

Debitele de caldura cedate in camera de ardere (interiorul piesei de intoarcere) si intre piesa si focarul propriu zis sunt cele din figura 8.15.

Debitele de caldura conform figurii 8.15 sunt:

• Qnc ~ Fluxul de caldura cedat de mediui din focar prin radiatie in camera deardere catre corpul de Tntoarcere:

• Q r c f ~ Fluxul de caldura transmis prin radiatiei. de la corpul de intoarcere catreperetii focarului ;

• Q of - Fluxul de caldura cedat de gazele de ardere focarului, convectiv, pe drumulde intoarcere:

• Q gc - Fluxul de caldura cedat de gazele de ardere corpului de intoarcere princonvectie;

• Q fnd - Fluxul de caldura cedat prin suprafata de fund a focarului;• Q r — Fluxul de caldura preluat de focar = QRa. + Qah- + Qi 'nd-

251


1. perete focar; 2. corp de tntoarcere; 3. manta; 4. tevile sistemului convectiv.Fig. 8.15. Schema de calcul termic a focarului

Transferal de caldura realizat in focar este caracterizat de trei temperaturi care odata cunoscute definesc complet toate fluxurile de caldura enumerate anterior. Acestetemperaturi sunt:t

- t f - temperatura gazelor de ardere la intrarea in drumul de intoarcere;- t f - temperatura gazelor de ardere la iesirea din focar;- tp - temperatura peretelui corpului de intoarcere (valoare medie).

Pentru determinarea acestui complex de necunoscute este necesar un sistem de trei ecuatii ce este prezentat in continuare:

ecuatia de bilant a gazelor de ardere intre sectiunea arzatorului si sectiunea de intoarcere:

Q r C Q fND = & ' ( 1 _ Qext ) ' ( J t ~ I f ) (8.92)

252


ecuatia de bilant a gazelor de ardere pe intreg focarul:

Q k f + Q g f + Q f n d = B • (1 ■- HA - I f ) (8-93)ecuatia de bilant a corpului de intoarcere:

Q rc Q gc = Q rcf (8.94)

unde fluxurile au urmatoarele explicitari:

Qkc = 5 ,765x 1 O '8 # • ag • • S KC -(T,2 - 7’/, - ) (8.95)

unde Tp este temperatura medie a peretelui camerei de ardere [K],

Qrm = 5-765 10~ ^ - a g - ^ • S FND (T f ■ Tf2 - T*f ) (8.96)

Q rcf = 5 ,765 • 10“ 8 • C mekll_melal ■ S KC • (T p4 - 7 ^ ) (8.97)

Q gf = • A'cf • Zl (8.98)

<2gc = 5/fc • k e f ■ A tmc (8.99)

cu : kCF - coeficientul global de transfer de caldura in spatiul inelar dintrecoipul de intoarcere si peretele focar;

A tm C - diterenta medie logaritmica de temperaturi in spatiul inelar, Tntregazele de ardere §i coipul de Tntoarcere (se calculeaza clasic ?i se

ia cu semnul ( - ) daca temperatura medie a gazelor de ardere esteinferioara temperaturii medii a gazelor de corpului de Tntoarcere).

A [mr - diferenta medie logaritmica de temperaturi Tn spatiul inelar, Tntre gazele de ardere §i peretele focar.

Marimile geometrice ce caracterizeaza focai'ul sunt (cu notatiile din figura 8.15):

- suprafata corpului de Tntoarcere: S ^ c = Tl D c -Lj

- suprafata fundului de focar (utila de transfer de caldura): S Fn d = ------4

- suprafata laterala a focarului (utila de transfer de caldura): S KI = K ■ D : ■ L

Intr-o variants simplificata a calculului se admite o predimensionare a focaruluiurmand a se face o verificare a parametrilor de transfer de caldura caracterizati sintetic prin temperatura de iejire din focar. Tinand cont de caracteristicile functionale ale focarului predimensionarea se va face Tmpartind fluxul total cedat de gazele de ardere

253

CURS DE APARATE TERAASCE

la strabaterea focarului in componenta radiativa §i componenta convectiva. Astfel se considera componenta radiativa ca fiind caracteristica pentru volumul interior al corpului de intoarcere (considerat conventional la temperatura peretelui de focar) §i componenta convectiva ce actioneaza pe suprafata laterals a peretelui focarului. Uzual se admite o pondere a componentei radiative cuprinsa intre 80-90% din fluxul de caldura total cedat pe focar (restul fiind afectat componentei convective).

Pentru stabilirea marimilor preliminare dc §i Lf se admite un flux radiant in camera de ardere qR = 4 0 - 6 0 kW /nr.

Se determina cu o relatie de aproximare: SRC = (0,80 - 0,90) ■ .c1 r

Se admite (L j/d c) = 1.5 -f 2 §i se determina marimile Lf §i d ,.

Pentru camera de ardere se calculeaza: n ■ d ]

- volumul focarului: Vj — — — - L r ;4

2 - n - d ]suprafata peretilor camerei de ardere: Sper—7C- dc- L/ + ---- ——L

grosimea stratului radiant de gaze: 5 = 4 — ;p e r

S rcgradul de ecranare: 'P -per

Se calculeaza caracteristica radianta a aazelor de ardere in camera de ardere:

kg =0.1 + l,6p„ n f T

<J(Ph2o + ProJ - s•0,38-

1000y(Ph.o + ProJ (8.100)

Se calculeaza coeficientul de absorbtie al gazelor de ardere din focar:-k.,s, — \ — pga = l - e kgi (8.101)

Se calculeaza caracteristica radianta a flacarii cu relatia de aproximare:Tr

k)1 = 1 6 1000 0,5 (8J02)

§i coeficientul de absorbtie al flacarii cu relatia:

a f l = \ - e ~ hfiS (8.103)

Coeficientul de absorbtie al flacarii §i gazelor de ardere este dat de relatia:a = ( 3 a fl + ( l - / 3 ) - ag (8.104)

254


Se calculeaza caracteristica radianta a camerei de ardere:0,82 • a

x - a m (8J05)

Factorul de pozitie a flacarii, in camera de ardere este dat de relatia:

H,(8.106)

cu constantele: aM=0,54 §i bM=0,2 (pentru flacara de combustibil gazos sau lichid) si pentru raportul intre Tnaltimea de amplasare a arzatorului §i maltimea camerei:

“ =0,3 (Hf =dc)n r

H r , A [>■__________

> y

Diametrul corpului de intoarcere se determina impunand o viteza a gazelor de ardere in spatiul inelar, wx = 4 -f 6 m/s (cu valori mici pentru cazane mici):

BV.,W g = V . + 273

(A 2 ( f ■d2c )

273t f + t r

; unde ?sm= - 9 --

K ■ W„ 273 (8.107)

Diametrul focarului astfel determinat se rotunje§te la valori fntregi (de preferat modul de 10 mm) fi se recalculeaza viteza viteza gazelor de ardere (ws).

Cu aceste date se determina temperaura de la capatul focarului:

T.T

MC0 -Z-ar T?-SR0 - q J - B - y g -cPJ

[K] (8.108)+ 1

unde T f reprezinta temperatura pe care ar avea-o gazele de ardere la ie§irea din focar daca acesta ar fi in solutie constructiva cu strapungere. Pentru a verifica temperatura reala a gazelor de ardere la ie§irea din focar m solutia cu intoarcere va trebui calculata componenta convectiva §i determinata scaderea de temperatura ce corespunde acesteia. Temperatura astfel obtinuta va fi comparata cu temperatura de ie§ire din focar impusa in bilantul partial pe suprafete.

255


Coeficientul global de transfer de caldura kG/ se eaku leaza cu relatia: a,

cu £’coefficient de murdarire.K„ = \ + e a,Valorile coeficientului de murdarire £ pentru gaze de ardere, provenite din

arderea de combustibil gazos, sunt prezentate in tabeiui urnrator:Coeficientul de murdarire - combustibil gazos

Viteza n [m/s] 13 6 9 12 15 18e -10; 1 nr-KAV] 5.233 3,837 2,791 2.093 1.628 1.395

Se poate utiliza si relatia analitica: e = \ 1,21-10 3 • [nr-K /W |

Pentru gaze de ardere provenind din arderea unui combustibil lichid se poate eonsidera: f = 0,0163 [nr-K/W ]

a , = a + a c = convectie §i r = raditie (8.109)

Coeficientul de schim b de caldura prin convectie se determ ina utilizand relatii criteriale pentru circulatia gazelor de ardere la interiorul canalelor cu sectiune cireular&, pentru:

W lR e - ~ f r ~ (8.110)

unde lungimea caracteristica:. 7T

P -Ti d ■!- (I )

De exemplu, pentru Re>3-104 :

(8.1

( R e - 1000) PrNu - £n

1 + 1 2 ,2 J—(Pr -1l + ' f C (8 ,ii:

cu £ = (1,82 log Re-1.64)-2; C =f Pr YU1

vPlVy,L = Ls + (0 ,2 -0 ,4 ) ,e 0=I

Pentru 2300 < Re < 3 -104:

Nu = £q 49,37 + [1,615 A - 0,7]3 + ,.1 + 22 Pr

(8.1 13)

256


cu1 cl fd T

3

" Pr "2 Re P r—— B = R eP r — ; c =V L U J l PrJ

, £0=1-

Pentru regimul laminar: Re < 2300:

J r d31 1/3

' PrN u ~ e J 49,37 + 1,615 • ’ Re P r—L -0 ,7V L

JPrV p J

cu £0 =

(8.114)

Coeficientul de schimb de caldura prin convectie rezulta: NuAa =-

I (8.1 15)

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie este determinat de marimile:

- temperatura medie a gazelor de ardere: Tgm- t gm+273 (K);- grosimea stratului radiant:

V. j ( d 2f ~ d > L ,s = 3,6-— = 3,6— ^---------------------- = 0 ,9 ( d r - d )

S p (;rc-df +7T-dc) -Lg 7 ' '(8.1 16)

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se determina cu relatia:

o ci + 1a = 5,765 • 10 —-----a T 32 * Sm r T \

_pT\ s * J

[W/(m -K)J (8.117)

unde pentru coeficientul de absorbtie al peretelui se considera valoarea ap=0,82 (otel) iar pentru temperatura absoluta a peretelui focar: Tp = t m + 20 + 273 [K]

Diferenta medie a temperaturi lor se calculeaza cu relatia:

257


A tm,u: = p

In■c f - — |K1 (8.118)

t - tJ P

Se calculeaza Qgf = kGF ■ (x ■ d t -Lf )- A tmGFSe calculeaza entalpia gazelor la ie§ire din focar in conditiile transferului

convectiv:

§i din diagrama I-t , functie entalpie §i coeficientul de exces de aer din focar se determina temperatura gazelor la ie§ire din focar, tf.

Deoarece calculul este aproximativ eroarea admisibila este de ±5%. In cazul in care se depa§e§te aceasta eroare se va redimensiona suprafata de transfer de caldura prin radiatie (diametrul §i lungimea corpului de intoarcere) cu o cota procentuala egala cu radical de ordinul 4 din eroarea pe temperaturi. Totuji, daca temperatura de ie$ire din focar corespunde domeniului economic se poate accepta ca atare urmand a se modifica sarcina pe convectiv m consecinta.

CALCULUL TERMIC AL FOCARULUI CU PERETE CALD:

In multe situatii tehnice, prepararea de aer cald fie pentru scopuri de incalzire, fie pentru diverse aplicatii tehnologice (cuptoare de uscare, cuptoare de polimerizare etc.), implica folosirea unor schimbatoare de caldura de tip cazan cu agent secundar aer. Solutiile constructive sunt m general caracterizate de prezenta unei trepte de transfer de caldura de tip focar, prevazuta cu arzator de combustibil superior sau, in unele situatii, cuplate la o camera de ardere, mai ales in cazul utilizarii combustibililor alternative cum ar fi peletii din biomase. Ca la orice cazan, treapta focar este urmata de una sau mai multe trepte convective, uzual realizate ignitubular pentru facilitarea curatirii.

Temperatura peretelui focar, datorita solicitarii de temperatura inalta specifica gazelor de ardere in focar, se estimeaza ca va avea valori semnificativ mai mari decat in cazul peretilor focarelor din aplicatiile de cazane cu agent secundar apa sau emulsie. De altfel, ca la orice schimbator de caldura de tip preincalzitor de aer, se pune problema determinarii temperaturii peretelui, in vederea stabilirii nivelului de refractaritate necesar pentru otelul utilizat.

Problema care deriva din estimarea de temperatura inalta a peretelui este ca metodica clasica de dimensionare sau verificare a focarelor, bazata pe ecuatia criteriala a invariantilor Boltzmann §i 6/, nu tine cont tocmai de aceasta temperatura. Este u§or de urmarit ca singurele temperaturi care apar in invariants amintiti sunt cea teoretica §i cea de ie§ire a gazelor de ardere din focar. De asemenea, nici in ceilalti parametrii

258


fizico - chimici cuprinji Tn forma determinate empiric a ecuatiei criteriale pentru focare, nu apare tem peratura de perete ca parametru de calcul.

De aceea, in aceste situatii, se poate folosi metoda de estimare a transferului global de caldura de la gazele de ardere la perete prin definirea unui coeficient global de tip convectiv care cuprinde echivalarea Tn termeni de convectie a radiatiei gazelor §i suprapunerea cu fenomenul de convectie la perete general de curgerea gazelor de ardere Tn focar. M etoda este caracteristic& pentru clcului convectivelor Tn situatia temperaturi lor ridicate ale gazelor de ardere (peste 400 °C),

Aceasta alegere este sustinuta de faptul c& vitezeJe de curgere ale gazelor de ardere Tn focarele tip tub de flacara specifice pentru acest tip de aplicatii sunt semnificative, uzual cuprinse Tn domeniul 3 - 8 m/s, iar caracterul transferului radiativ la tuburile de flacara cu raport lungime/diametru mai mare de 2-3 poate fi asimilat cu radiatia Tn tevi, lungimea caracteristicS. (de radiatie) fund putemic infiuentata de diametru! focarului.

Pentru limitarea temperaturii peretelui focar (Tn vederea generarii posibilitatii folosirii unor oteluri cat mai putin refractare §i deci considerabil mai ieftine ca material $i costuri de prelucrare), solutiile constructive ale tuburiior de flacara. prevSd extinderea suprafetei prin aripare pe partea agentului rece (aerul). Astfel, deoarece curgerea aerului se face prin canale, devine hotarator In calculul coeficientului de transfer de caldura param etral tem peraturi de perete, atat pentru estimarea randamentului extinderii de suprafata (randamentul aripioarei), cat si pentru estimarea parametrilor fizici ai aerului Tn zona de transfer de caldura.

In figura 8.16 este prezentata schita unui astfel de focar.

M etodica vizeaza realizarea unui calcul de verificare deorece, Tn multe situatii practice, este importanta setarea unui set de parametrii construct! vi §i de solicitare functional! §i verificarea performantelor de transfer de caldura Tn paralel cu determinare temperaturii peretelui.

Date fund prticularitatile fu n c tio n a l ale focarului Tn acest tip de aplicatii, a fost ales ca parametru central de calcul §i im plicit parametru de inchidere finals, tempertura peretelui focar.

Calculul Tncepe cu determ inarea temperaturii teoretice de ardere §i estimarea, pe baza geometriei interioare a focarului, a ternperturii de ie§ire din focar, cu ajutorul metodicii clasice de verificare, bazatS pe ecuatia criteriala em pirics a focarului (functie de invarintii Boltzmann si 9/ = Tr/T , , ar - coeficient de absorbtie al focarului §i M - factor de pozitie al flacarii):

<p -B V cBo = ——------- — l —

c • '> ''? v r ( 8 .120)

unde : ^ : B ~ debit de combustibil; C\, = constanta Stefan-Boli/mann: Vg = volumulde gaze de ardere din arderea reala; cPg - caldura specifics a gazelor de ardere; 5«= suprafata de transfer de caldura Tn focar.

259


.Racor arzator; 2.Perete focar; 3.Cutie intoarcere gaze de ardere; 4.Fascicul convectiv;5.Camera colectare aer incalzit; 6.Cutie de intoarcere focar-convectiv;

7.lesire focar; 8.Extindere de suprafata pe partea aerului (aripare)

Fig. 8 .1 6 a - ansamblu focar in bateria de incalzire aer

©-

i 11 i j j j j y 11 m f 11111 e o H 11 i i r n i i o i y h 11 i n n

Fig. 8.16 b - exemplu de realizare focar cu cotele dimensionale caracteristice

Fig.8.16 Varianta de solutie constructiva pentru focar de incalzitor de aer

260


Ecuatia criteriala a focarului :

[m ■ af ) + Bo (8 . 121)

de unde rezulta temperatura de ie§ire a gazelor de ardere din focar :

-273,15

[°C] (8 . 122)

Parametrii calculati, temperatura gazelor de ardere la iefirea din focar 7>« §i fluxul de caldura cedat de gazele de ardere in focar QFR , sunt retinuti pentru compararea ulterioara cu valorile determinate prin metodica de calcul ce tine seama de temperatura peretelui focar, iar marimile corespondente vor fi notate 7> §i Qh.

Dupa initializarea parametrului temperatura a peretelui focar TPF (sau Tp) la o valoare estimata §i preluarea valorii TFR din calculul clasic, ca valoare setata de initializare, se determina coeficientul echivalent convectiv de transfer de caldura generat de radiatia gazelor din focar pe baza ecuatiilor caracteristice radiatiei in tevi a gazelor de ardere:

Dupa determinarea vitezei de curgere a gazelor de ardere prin tubul focar, se determina coeficientul convectiv de transfer de caldura generat la peretele focar a,: §i prin adunare cu coeficientul echivalent convectiv de transfer de caldura generat de radiatia gazelor din focar ar , se determina un coeficient global de transfer de caldura Ogf (notat §i AGF) de la gazele de ardere la peretele focar.

In continuare se determina caracteristicile de transfer de caldura pe partea aerului aaerf , coeficient de convectie corectat cu randamentul aripioarei rj„en care tine cont de geometria extinderii de suprafata §i de conditiile de transfer de caldura:

a r = 5,765-KT8

X, =

261


Dnerv = diametru exterior nervura; de = diam. exterior focar; Hner\’ = Inaltime nervura; Bnerv = grosime nervura; Xner\! = conductivitate termica material nervura; a = coef. convectiv la exteriorul nervurii:

• pentru X, > 0.8 :

Av = 0,8 - 0,05 (X D - 2)"’797

Bn — 0,363 +0,14 ■ (X D — 2)'0'01

Cn =0,525 -0.071 ■{XD- 2 f m

Vn m= \ - B ri\ X , - 0,8 f ’

• pentru X| < 0.8 :

^ = l= 0,295 +0,066 ■ (X D - 2 )im

Cn = 1,737 -0,093 (X„ ~ 2 )" :'

n„en . = A V- B n - ( X, )C’

Este interesant de observat ca, datorita raportului mic intre maltimea aripioarei §i diametral la baza, nu se pot aplica ecuatiile criteriale specifice tevilor cu aripiore, ci se folose$te ecuatia criteriala a transferului de caldura convectiv la curgerea prin canale, lungimea caracteristica fiind diametral echivalent hidrauluic al canalului format Tntre aripioare.

Se recalculeaza temperatura peretelui TPF cu ecuatia:

nr ■ K(8.124)

(8.125)

Pornind de la noua valoare a temperturii medii a peretelui, se calculeaza, cu relatia de verificare a suprafetelor convective, temperatura de ie§ire a gazelor de ardere din focar TF :


In continuare. dupa determinarea caldurii specifice a gazelor de ardere la temperatura teoretica §i la temperatura de ie§ire din focar, se determine fluxul de caldura cedat de debitul de gaze de ardere in focar, adica tocmai Qi :

QF = S V , - ( []V] ( 8 | , 7)

Se determina erorile de inchidere intre valorile de initializare §i cele calculate pentru temperatura de ie^ire a gazelor de ardere din focar ( 7> *-+ T,.K) §i pentru sarcina termica utilS a focarului ( Qt. <-> QFK ).

Daca erorile sunt mai mari decat cele admisibile (de ordinul 3 %) se reia bucla de calcul reinitializandu-se valorile cu cele calculate. Daca erorile sunt mai mici decat cele admisibile, calculul se considers incheiat §i se memoreazS parametrii functionali ai focarului.

Referitor la domeniul de validitate al metodei clasice de dimensionare (metoda cu invarianti Bo - Of , fara considerarea temperturii peretelui focar ca parametru de calcul), in graficul fig.8.17 se prezinta evolutia comparative a principaliior parametrii de temperatura §i sarcina termica pentru o solutie constructive aleasa. Calculele se refers la o geometric medie a focarului, diametru de 1000 mm ?i lungime 2500 mm, fiind variat debitul de combustibil gazos intre 50 §i 200 m ’N/h (sarcina termica cca. 500 - 2000 kW).

Se poate observa cS pentru sarcinile termice studiate, calculul sarcinii termice transferate in focar este subevaluat de metoda cu invarianti fata de metoda care tine cont de efectul combinat al convectiei si radiatiei. Temperatura peretelui este semnificativS : Tp,.r = 600 - 800 °C .

Diferentele de temperaturi ale gazelor de ardere la iesirea din focar intre calculul cu invarianti $i metoda particulars focarelor de acest tip scad gradual cu create re a debitului de combustibil de la + 150 °C la 0

Adoptand metodica de calcul specifica, se poate analiza de asemenea influenta inaltimii aripioarei asupra transferuLui de caldurS §i asupra temperaturii peretelui, elemente deosebit de importante atat la dimensionare cat §i la verificarea unei solutii date. A fost aleasS pentru exemplificare o solutie constructiva de focar cu un diametru de 500 mm, o lungime de 1500 mm si o sarcina data de combustibil fix a, de cca. 1000 kW. Pentru aripioare s-a ales o grosime constants de 5 mm §i un pas de 25 mm iar inaltimea a fost variata in domeniul 20 - 100 mm.

In figura 8.18 sunt prezentate ca rezultatele exemplului de calcul.

263


Fig. 8.17 Evolutia comparativa a principalilor parametrii de temperatura §i sarcina termica

Fig. 8.18 Influenta inaltimii aripioarei asupra transferului de caldura

264


8.4. SUPRAFETE CONVECTIVE: I [PURI CONSTRUCTIVE ,CALCULUL SUPRAFETRLOR CONVECTIVE

Convectivul cazanului este determinat, din punctul de vedere al transferuiui decaldura din calculele anterioare, prin urmatorii parametrii:

■ Oc - sarcina term ica de dimensionare a sistemului convectiv (k W );■ tf - temperatura gazelor de ardere la intrare 111 tevi, ( °C );" r,„y - temperatura gazelor de ardere la ie§irea din fevi (la co§) (°C) ;• t j tj - temperatura apei la intrarea §i iefirea din suprafata convectiva (cazan) (°C).

Convectivele de cazan se pot imparti in doua categorii principale:

- ignitubulare : cu circulatia gazelor de ardere la interiorul tevilor §i agentul termic preparat la exteriorul tevilor, de obicei sunt caracteristice cazanelor cu volum mare de apa;

- acvatubulare : cu circulatia agentului preparat la interiorul tevilor $i circulatia gazelor de ardere la exteriorul tevilor, peste fascicol.

La cazanele ignitubulare, pentru stabilirea sectiunii de trecere a gazelor de ardere se alege un diamet.ru de teava din gama de tevi uzuale (dex S) (mm). In figura 8.19 este prezentata 0 solutie constructiva de cazan cu convectiv ignitubular.

DupS alegerea diametrului tevilor se alege viteza preliminarS de circulatie a gazelor de ardere w ' in intervalul economic pentru tipul de cazan dimensionat:

• w ' = (2 -r 4) m/s pentru cazanele cu un singur drum convectiv §i cu puteri cuprinse fn domeniul 50 - 500 kW;

« w ’ = (4 6) m/s pentru cazanele cu doua drumuri convective §i cu putericuprinse in domeniul 300 - 600 kW;

* w ' = (6 -r 12) m/s pentru cazanele cu un singur drum convectiv §i cu puteri cuprinse In domeniul 500 — 5000 kW;

■ w* = (10 -f 18) m/s pentru cazanele cu doua drumuri convective §i cu puteri cuprinse in domeniul 1000 - 5000 kW;

Sectiunea de c ircu la te a gazelor de ardere va fi:

CONVECTIV E IGNITUB U LARE

unde tRm =

=

[°C] . este tem peratura media a gazelor de ardere in convectiv.

ITT (8.128)

265


Numarul de tevi al drumului convectiv va fi:

n '= 4 ' 5clf (8.129)K ■ d-

§i se rotunje§te superior sau inferior, la un numar intreg (§i par daca solutia o cere) §i se recalculeaza viteza de circulate a gazelor de ardere:

B -V t t + 273W= „ ™ (8‘130>71 ■ d , 273

1. Arzator; 2. Tub de flacara; 3. §amotare; 4. Cutie intoarcere spate; 5. Fierbator convectiv I;6. Cutie intoarcere fata; 7. Fierbator convectiv 11; 8. Co§; 9.Tambur ; 10. Supapa de siguranta;

11. Indicator de nivel; 12. Conducts de abur ; 13. Alimentare cu apa Fig. 8.19. Schema conventionala a unui cazan cu convectiv ignitubular

Pentru temperatura medie a gazelor de ardere tgm se determina din tabele de proprietati termodinamice urmatoarele valori:

266


- vascozitatea cinematica v [nr/s]- conductibilitatea termica A, [W/(mK)]- numarul Prandtl Pr [-]

De asemenea se determina numarul Prandtl perete Prp la temperatura peretelui tp cu:

tP = r,„ +< 10-20) °C ; tm = J — (8. 131)

apoi se determina criteriul hidrodinamic :

W, ■ (IK = v

simplexul de lungimi

(8.132)

(~'1 ~ 7 , 7 \ \0.25 pentru L/d, < 80 (8.133)3

( L / d . J

C, = 1 pentru L/d, > 80

unde L este lungimea estinrata a convectivului (care se ia egala cu cea a focarului In cazul cazanelor ignitubulare orizontale).

COEFICIENTUL DE SCHIMB DE CALDURA PRIN CONVECTIE

Se calculeaza apoi coeficientul de schimb de caldura prin convectie:

daca Re > 10000 :A ■ P 035

a r = 0,0263-C ,------f ---- Re0* |W/(m2-K)| (8.134)d i

iar in cazul 2300 < Re < 10000 se folose§te relatia:

A ■ P a35a L = £ ■ 0,0263 C , ----- - f— ■ Re0 8 |W /(m2-K)] (8.135)

Cll

£ =6 10 "

ReYT (8.136)

In cazul regimurilor de curgere laminare, caracteristice In general cazanelor ignitubulare cu un drum convectiv (de exemplu cazane cu intoarcere libera a gazelor de ardere In focar sau cazane verticale cu arzator autoaspirant), coeficientul convectiv de transfer de caldura este foarte scazut.

267


In aceste situatii, pentru a eficientiza transferal de caldura de la gazele de ardere, se aplicS o tehnicS de imbunStStire a coeficientului convectiv prin introducerea de turbulizatori.

Acestia sunt reprezentati de diferite elemente de tip plat-banda care au ca efect inducerea unor accidente hidraulice (turbulente locale) la curgerea gazelor de ardere prin teava de convectiv, fara insa a mari viteza de curgere (fSrS obturarea sectiunii de curgere).

Cum convectia este de fapt o conductie in stratul limits al curgerii, rezulta ca scaderea de grosime a stratului limita datorita turbulentei suplimentare apSrute, va genera o crestere a coeficientului de transfer convectiv de caldura. Efectul de cre§tere va fi cu atat mai mare cu cat turbulenta initials este mai scazuta, deci maxim pentru regimurile laminare de curgere, mediu pentru cele tranzitorii si insesizabil pentru cele turbulente.

Cei mai utilizati turbulizatori sunt cei din bands indoitS sau elicoidalS.La aceeasi crestere a pierderii de sarcinS hidraulicS, turbulizatorii de tip bands

indoitS produc o intensificare mai mare a transferului de cSldurS decat turbulizatorii tip bands elicoidalS. Schema turbulizatorului cu bands ondulatS este data m fig. 8.20.

i

Fig. 8.20 Schema turbulizatorului din banda ondulata

Intensificarea transferului de cSldurS prin convectie se definesle ca raportulI = a illt /a intre transferal de cSldurS cu turbulizator (intensificat) si transferul de cSldura fSrS turbulizator.

268


Pentru regim laminar de curgere (Re < 2300) coeficientul de intensificare a schimbului convectiv de caldura este numai functie de pasul relativ p rei :

2,142

<8I37)

Pasul relativ este explicitat Tn fig. 8.20.

Pierderile relative de sarcina induse de turbulizator sunt:Aprei = Ap / Ap0 = 6,53 (8.138)

In tabelul urmator se dau cateva valori pentru gradul de intensificare §i pentru pierderile relative de sarcina functie de 6.

6 Prel I A p rd 0 Prel I A pre i

90 1.41 1,93 6,53 125 2,72 1,59 6,5395 1.54 1,88 6,53 130 3,03 1,54 6,53100 1,69 1,83 6,53 135 3,41 1,48 6,53105 1,84 1,78 6,53 140 3,89 1,43 6,53110 2,02 1,73 6,53 145 4,49 1,37 6,53115 2,22 1,69 6,53 150 5,28 1,30 6,53120 2,45 1,63 6,53 155 6,38 1,23 6,53

160 8,02 1,14 6,53

Se remarca o intensificare a transferului de caldura aproape de dublare(la 6 = 90°) dar si o pierdere de sarcina mai mare de 6,5 ori.

De retinut ca o mic§orare a unghiului de Tndoire a platbandelor duce la o cre§tere a transferului de caldura dar nu §i la o crejtere a prierderilor de sarcina (afirmatie valabila Tn domeniul experimentat de unghi de Tndoire 6 = 90 -f 160°).

Pentru regim tranzitoriu de curgere (2300 <Re < 10000) coeficientul de intensificare a schimbului convectiv de caldura este functie de pasul relativ prel §i de criteriul Re:

_ or. _ 3,3 R e0'2l - ----- “ “ u f i -------7 “ (8.139)

a P re l

Pierderile relative de sarcina induse de turbulizator sunt:17

Aprei = Ap / Apo = 0.35 , R eo.i (8.140)

In urmatorul tabel se dau cateva valori pentru gradul de intensificare ?i pentru pierderile relative de sarcina.

269


e Prel Re I Aprel 0 Prel Re I Aprei90 1.41 3000 2,02 7,25 95 1.54 3000 1,96 7,15

4000 1,97 7,04 4000 1,90 6,945000 1,92 6,89 5000 1,85 6,806000 1,88 6,76 6000 1,80 6,67

100 1.69 3000 1,89 7,05 105 1.84 3000 1,82 6,964000 1,83 6,86 4000 1,76 6,775000 1,78 6,71 5000 1,71 6,626000 1,74 6,58 6000 1,68 6,50

110 2,02 3000 1,76 6,87 115 2,22 3000 1,69 6,774000 1,70 6,67 4000 1,63 6,585000 1,65 6,53 5000 1,58 6,446000 1,61 6,41 6000 1,54 6,32

120 2.45 3000 1,62 6,67 125 2,72 3000 1,55 6,574000 1.56 6,48 4000 1,49 6,385000 1,52 6,34 5000 1,44 6,246000 1,47 6,23 6000 1,41 6,13

130 3,03 3000 1,48 6,46 135 3,41 3000 1,41 6,354000 1,42 6,28 4000 1,35 6,175000 1.37 6,14 5000 1,30 6,036000 1,33 6,03 6000 1,26 5,92

140 3,89 3000 1,33 6,23 145 4,49 3000 1,24 6,094000 1,27 6,05 4000 1,18 5,925000 1,22 5,92 5000 1,14 5,796000 1,18 5,81 6000 1,09 5,69

150 5,28 3000 1,15 5,95 155 6,38 3000 1,05 5,784000 1,09 5,78 4000 1,00 5,625000 1,04 5,65 5000 1,00 5,496000 1,00 5,55 6000 1,00 5,39

160 8,02 3000 1,00 5,594000 1,00 5,435000 1,00 5,316000 1,00 5,21

Intensificarea transferului da caldura convectiv este cea mai mare in regim de curgere laminar §i eficacitatea scade cu cat turbulenta este mai ridicata. Apare asfel regula de care trebuie sa se tina seama totdeauna: promotorii de turbulenta nu sunt eficace in regimuri de turbulenta ridicata.

In regimuri de turbulenta ridicata promotorii nu fac altceva decat sa mareasca semnificativ pierderile de sarcina.

O alta regula este ca utlizarea promotorilor de turbulenta duce totdeauna la cre^terea pierderilor de sarcina, in consecinta calculul gazodinamic al cazanului trebuie sa verifice daca tirajul permite introducerea promotorilor de turbulenta.

270


COEFICIENTUL DE SCHIMB DE CALDURA PRIN RADIATIE

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie este detemiinat de marimile :- temperatura medie a gazelor de ardere : Tgm= tgm+273 [K]- grosimea stratului rad ian t: s = 0,9 . dj [m]- presiunile partiale ale gazelor triatomice in gazele de ardere:

- Vgo+ {a c, ~ 1)V0

cu p„ s 1 bar.

Pg [bar]; p Hi0 = H jO

Vg + ( a rI- \ ) V 0[bar]

Constanta de radiatie a gazelor este :T.

K s =0,8+ 1,6- p H 0

( P h ,o + P r o , )'S

l-o,:1000 '( Phm Pro, ) (8.141)

— 1 _ ~ke'siar coeficientul de emisie al gazelor de ardere : ^ (8.142)

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se calculeaza cu relatia :

1 -o a +1

a = 5,765 • 10 ------a ■ T ■2 g ( T V'61 -

TV smj

[W/(m--K)] (8.143)

unde pentru coeficientul de absorbtie al peretelui se ia valoarea ap= 0,82 iar pentru temperatura absoluta a peretelui tevii : Tp = tmt + 20 + 273 [K] (8.144)

COEFICIENTUL DE TRANSFER DE CALDURA PE PARTEA GAZELOR DE ARDERE

Coeficientul de transfer de caldura pe partea gazelor de ardere va fi :

a , = a . + a . . (8.145)

COEFICIENTUL GLOBAL DE TRANSFER DE CALDURA

Coeficientul a,, (pe partea apei) este mult mai mare (de ordinul miilor) in comparatie cu at (de ordinul zecilor). In aceste conditii coeficientul global de transfer de caldura k este dat de relatia (s-a neglijat \/a e in raport cu 1 /a,) :

a\ — — [W/(m2-K)] (8.146)

271


Coeficientul de murdarire £ pentru gaze de ardere provenite din combustibil gazos este dat in tabelul urmator:

Coeficientul de murdarire - combustibil gazosViteza [m/s] 3 6 9 12 15 18e - 103 [nr-K/Wl 5,233 3,837 2,791 2,093 1,628 1,395

Se poate utiliza §i relatia analitica : £■ = 11,21 • 10 3 • Wg~°M1A [ r r f - K /W ] (8.147)

iar pentru gaze de ardere provenind din combustibil lichid :£ = 0 ,0163 [nr-K/W | (8.148)

Diferenta medie de temperatura se determina conform figurii 8.21. §i relatiei:

A - At,,,.,,At,,, = - max_______mm

In Ar",axAt.,

(8.149)

Fig. 8.21. Diferenta medie de temperatura Atm

In final suprafata de schimb de caldura a drumului convectiv I se determina cu formula :

QnS O =K - A t m

ji rezulta lungimea tevilor :s '

nr

L =■K ■ Cl ; ' 11

m

(8.150)

(8.151;

272


CONVECTIVE ACV ATUBULARE

La convectivele acvatubulare tevile sunt dispuse de cele mai multe ori Tn coridor sau e§icher. Din punct de vedere al transferului de caldura, a§ezarea e§icher este recomandabila, singurele situatii de recomandare pentru a§ezarea coridor fiind la grade ridicate de murdarie ale gazelor de ardere (caz Tn care se va Tncerca Tnsa o circulatie ignitubulara) sau din considerente constructive. A§ezarea Tn e§ichier se realizeaza conform schitei din fig.8.22.

Pentru stabilirea sectiunii de trecere a gazelor de ardere se alege diametrul tevilor drumurilor convective din gama de tevi uzuale.

Se alege pasul relativ de a§ezare transversala a tevilor :• pasul perpendicular pe curgerea gazelor de ardere Sj = ( 1,4 -f 2 ) -d• pasul pe directia de curgere a gazelor de ardere S2 = ( 1,2 -f 1,6 ) d

pasii se aleg astfel ca grosimea minima de metal de placa tubulara, Tntre doua tevi, sa fie 8 ^ 10 mm

Fig 8.22. Detaliu de a§ezare a tevilor Tn eficher

Se calculeaza numarul de tevi pe un rand Nf .

a ~ ~ t ~ Ssa = Nl -si + ~ + s s i ------

2 5,

apoi se rotunje§te pasul Sj al tevilor asfel Tncat numarul

Rezulta o a§ezare pe prima linie a tevilor conform figurii 8.22. Se calculeaza apoi sectiunea libera de trecere a gazelor de ardere In ipoteza ca secfiunea bruta a focarului ramane neschimbata §i In drumul convectiv, { a x a ) :

(8.152)

N , sa fie Intreg.

273


S drc = a ‘

unde termenul

convective.

->f

d )---------- = cr 1------\ s \ J V s i )

I rtf (8.153)

reprezintS reducerea sectiunii de trecere datorita tevilor

Debitul de gaze ce trece prin convectiv este :

+ 273[nr m/ s JD g = B V „

273unde tgm este tem peratura medie a gazelor de ardere

°C]_ t f + t cos

g m

Rezulta viteza gazelor de ardere :D

W=- gS I m/s]

(8.154)

(8.155)

(8.156)

Pentru temperatura media a gazelor de ardere tgm se determina:

- vlscozitatea cinem atics V [ra /s]

- conductibilitatea termica X £W/(nvK)j- criteriul Prandtl P r [-.]

Se alege pasul m directia curgerii gazelor de ardere S2 se calculeaza

coeficientul de schimb de caldura (OQ pentru curgerea gazelor de ardere transversal pe un fascic-ul de tevi a§ezate in esichier .

In acest caz lungimea caracteristica va fi diam etral exterior al tevii d .Criteriul hidrodinamic este:

w - dK e ~ ------- (8.157)

Pentru 10 < Re < 106 §i 0.6 < P r < 10, curgerea fuiidelor transversal pe un fascicol de tevi Tn esichier :

Nu = 0 ,1 5 7 R e Ub P r [)Ac s

unde c s este o corectie pentru pasul tevilor; Cs =1 + 0,1- (Sj/d) pentru ($//d) < 3

C, - 1,3 pentru (s/fd) > 3

(8.158)

Rezula a. -Nu ■ A

d| VV/f'nr - K) i (8,159)

274


Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie este determinat de parametrii :

Ph,o > P ro, ?i s - grosimea stratului rad ian t:

' v V ,d - [m]1,87 (8.160)

Constanta de radiatie a gazelor este :

kg =0,8 +1,6 p H i ( )

-\]{ph2o Pro2 P1 -0 ,3 8 - — \i.P H I) P K() )

1000J - 2’ (8.161)

Coeficientul de emisie al gazelor de ardere :I ~ko'sa =\—e s (8.162)

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se calculeaza cu relatia :, 3,6 '

a r = 5 ,7 6 5 10 -8 Q P + 1 ^ 3

( T \ p

TV m y{ rJ~' \

p

Tv 1 m y

[W/(m--K)] (8.163)

unde pentru coeficientul de absorbtie al peretelui se ia valoarea CIp = 0,82 §i pentru temperatura absoluta a peretelui tevii : Tp = tapa + 2 0 + 273 [K]

Coeficientul de transfer de caldura de la gazele de ardere rezulta : a e = a c + a r. (8.164)iar coeficientul global de schimb de caldura va fi :

---------- (8.165) t1 + ea .

k

cu valorile pentru coeficientul de murdarire ca $i Tn cazul convectivelor ignitubulare..

Diferenta medie a temperaturilor se determina conform figurii 8.23 §i relatiei:

A t„ (8.166)

A t„

Fig. 8.23. Diferenta medie a temp.

275


In final suprafata de schimb de caldura a drumului convectiv se determina curelatia:

ak ■ At., [m (8.167)

Determinarea geometriei drumului convectiv se face astfel : numarul de tevi pe un rand N t (perpendicular pe directia gazelor de ardere) s-a

determinat initial;numarul de randuri de tevi N2 (in directia curgerii gazelor de ardere) rezulta din

relatia :5

=> N 2 = „ J - , (8.168)N, ■ n ■ a ■ aS.. - N , ■ ■ 7U-d ■ a

dupa care N2 se rotunje§te la valoarea Tntreaga superioara .

Se remarca faptul ca s-a neglijat preluarea caldurii de catre peretii de tabla limitatori ai drumului convectiv. De obicei se considers ca rezerva de suprafata.

Cu numarul de randuri de tevi pe verticals se calculeaza lungimea drumului convectiv:

L . = N 2 -s 2 (8.169)

CONVECTIVELE CAZANELOR DIN ELEMENTE

Un caz particular de dimensionare al convectivelor T1 reprezinta cazanele din elemente de otel. La aceste convective, cu toate ca circulatia agentului secundar este prin tevi, gazele nu eircula ca la convectivele acvatubulare peste un fascicul, ci au o curgere de tip ignitubular, printr-un canal de forma necirculara (figura 8.24)

Se impune viteza de circulatie a gazelor de ardere Tn limitele w' = 2 + 4 m/s. Secbunea de circulatie a gazelor de ardere va fi:s _ B - V g tgm +273

273n r (8.170)

L C | este temperatura media a gazelor de ardere Tn drumul convectiv

Inaltimea preliminara a drumului convectiv va fi:

b'= ji se rotunjejjte la Tntreg, dupa care se

recalculeaza viteza: w =B V t +273

b ■ a 273(8.171)

Fig. 8.24 Element de cazan

276


Pentru temperatura medie a gazelor de ardere tgm se determina:- vascozitatea cinematica v [m2/s]- conductibilitatea termica A [W/(nvK)]- numarul Prandtl Pr [-1

De asemenea se determina numarul Prandtl la temperatura peretelui Prp cu:

t: +t„tn — tm +20 °C ; tm = —Lp — ‘777 ' , m ^

Coeficientul de schimb de caldura prin convectie se determina utilizand relatiile pentru curgerea fluidelor transversal pe un fascicul de tevi a§ezat tn linie (’’coridor”).

In toate cazurile:N u ■ X

[W /(m 2-K)la = £ .I. (8.172)

Coeficientul de corectie e„ tine cont de existenta turbulizatorilor §i, pentru turbulizatori tn zig - zag amplasati tn canal rectangular, se poate determina utilizand relatiile (8 .1 7 3 -8 .1 7 6 ):

2 14">e° = ^ , pentru Re < 2300

3,3 Re0,2

pentru Re > 2300

(8.173)

(8.174)

unde br = — este pasul relativ, cu / - pas zig-zaguri. b

Curgerea fluidelor transversal pe un rand de

tevi

/ =z - d .

Nu = 0,3 + ^Nuf + Nuff \°'12

P

v PW(8.175)

Nu, =0,644 + VRe ■ VPr0,037-Re0'8-Pr Nu, = ------- -------

1 + 2,443 ■ Re”f 2 \

p r 3_

v y

Re = -w lc

vp = l - J L 4a

10 < Re < 106 0 ,6< P r< 10’

*de - diametrul exterior al conductei *si - pasul dintre tevi *a=si/de *la gaze se Tnlocuie§te (Pr/Prp)A0,25 cu (Tmg/Tp)A0 ,12

277


Curgerea fluidelor transversal pe un fascicul de tevi asezare

..coridor”

/ =-n d ,

. . l + (n - Deo Nu = — --------- Nu,

(0 =

f8.176)

Nui=Nu pentru un singur rand de tevi

Re =w /

^ = 1

lJ/yK

4apentru b>l m=(),25 pt. incalzire fluid m=0,11 pt. racire fluid 10 < Re < 10''

*de - diametral exterior al conductei * S | - pasul transversal * S ; - pasul longitudinal* a = s I /de* b=s2/de* n - numarul de randuri *la gaze se iulocuieste (Pr/Prp)A(),25 cu i,r]i'iu/Tp)A0J2

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se calculeaza ca §i in celelalte cazuri de convective.

Coeficientul de transfer de caldura pe partea gazelor de ardere va fi:a , - a, + a,- [W/(m2-K)] (8.177)

Iar coeficientul global de transfer de caldura k dat de relatia (s-a neglijat a2 ):

~ ~ |W /(nr-K ,] (8.178)k ,

Suprafata de schimb de caldura a drumului convectiv va fi:

5.S’ = Q ‘c k ■ At... ?i = 0,75-(b + a)-2ntfi

L - s. ■ n . (8.179)

Din calculul lungimii de focar se determina numarul de elemente ale focarului: L,

n ( = — . Numarul final de elemente al cazanului sc obtine tn urma calculului de •Sl

echilibrare.

CONVEC riVELE CAZANELOR CU SERPENTINE DE TEVI

Un alt caz particular de dimensionare al convectivelor il reprezinta cazanele cu convective realizate din serpentine de tevi. Acestea sunt Tn general cazane mari energetice. in constructie turn. Serpentinele pleaca altemativ din colectoare dispuse fafa in fata. O solutie constructiva este prezentata in figura 8.25.

278


Fig. 8.25. Sistem convectiv din serpentine de tevi

Se alege pasul relativ de a§ezare transversala a tevilor: —1-2 . 1,5

Se calculeaza apoi sectiunea libera de trecere a gazelor de ardere in ipoteza ca sectiunea bruta a focarului ramane neschimbata §i in drumul convectiv, (a X a) :

s ^ - d

V J= a ' [m2]

i /

unde termenulS \ - d

\ s \ Jreprezinta reducerea sectiunii datorita tevilor.

Debitul de gaze ce trece prin convectiv este:

273[m3/s]

unde tm este temperatura medie a gazelor de ardere: t... =t f + t cos

Rezulta viteza gazelor de ardere: ^ — [m/s]

(8.180)

(8.181)

[°C]

(8.182)

Daca viteza gazelor de ardere este in intervalul 12 -r 20 (m/s) se poate accepta aceeaji sectiune bruta (a X a) pentru sistemul convectiv §i pentru focar.

Daca W > 20 (m/s) canalul trebuie marit §i se reia calculul focarului cu o sectiune marita.

Daca W < 12 (m/s) canalul convectiv trebuie mgustat. Pentru calculul ingustarii se alege viteza de circulatie W = (12 -f 20) [m/s] §i se determina sectiunea libera necesara de curgere:

DS arc = 77T [m2] (8.183)

WUna din laturile focarului ramane neschimbata a iar cealalta se mic^oreaza la

valoarea a ’. Rezulta sectiunea de curgere:

279


S circ= a -a '

a =-

[ n r ]

fm]

(8.184)

(8.185)

Se alege pasul longitudinal $2 ~ (1,5 4- 2 ,5yd# | t se calculeaza coeficientul de

schimb de caldura ((Xc) pentru curgerea gazelor de ardere transversal pe un fascicul de tevi a§ezate in cordon ( linie),

In acest caz lungimea caracteristica va fi: 7 t d e

2 m1 = (8.186)

§i criteriul hidrodinamic:

Re = ^ cu ¥ = 1 -

Pentru 10 < Re < 10'1 $i 0,6 < Pr < 10? ,§i curgere a gazelor de ardere transversal

y / v

10<pe un rand de tevi:

M /, = 0,3-

unde:

Nu. = 0,644 + y [ ■ i fP r si N u > =

n ■ d e4-5, (8.187)

( t \ illt Nuf +Nuf ■1 i T\ p J(8.188)

0,037 -R e 0’8- Pr5»

1 + 2,443 ■ R e

Pentru n randuri de tevi (n = 40 + 60):

( 2 A (8.189)P r 3- 1V J


Se determina:Nu-A

I(8.192)

Ca §i Tn celelalte cazuri de convective coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se determina cu relatia :

a , = 5,765 ■ 10„ a +1 ,

rS p------ a T 32 * m

1 -f j V '6

Tv 1 m y{ rr \

P

<rm j

[W/(irf-K)| (8.193)

Coeficientul de transfer de caldura este: acv = a c + a r [w/(m2-K)]

Coeficientul global de schimb de caldura este:

|W/(m--K)]k =

(8.194)

(8.195)1 + £ a cv

in care s-a neglijat rezistenta termica (1 /aai,a).

Valorile coeficientului de murdarire £ pentru gaze de ardere se determina identic cu cazul convectivelor ignitubulare sau acvatubulare clasice :

In final suprafata de schimb de caldura a drumului convectiv se determina cu

C _ Qcrelatia: ~ k A t (8.196)

Determinarea geometriei drumului convectiv se face astfel: numarul de tevi pe un rand n u- (perpendicular pe directia gazelor de ardere) este:

n„ = — sau tra

n„. - — (8.197)

dupa cum canalul a fost neingustat sau mgustat.ntr se rotunje§te la valoarea Tntreaga para inferioara ; numarul de randuri de tevi n (Tn directia curgerii gazelor de ardere):

S

n„. ■Tt d - a (8.198)

se rotunjejte la valoarea para superioara.

281


Ajezarea numarului de randuri n pe verticala se face in pachete cuprinzand 8,10 sau 12 tevi, adica 4, 5 sau 6 bucle.

Pachetele nu trebuie sa aiba acelaji numar de tevi; pachetul cu un numar mai mic de tevi se a§eaza primul (dupa focar) deoarece are o circulatie interioara a apei mai intensa.

Distanta intre pachete este de (4 -f- 8)-5? iar pasul la bucla din mijlocul unui pachet este de 2-S2 (pentru a permite indoirea tevii la 180°).

Cu aceste date se calculeaza lungimea drumului convectiv.

8.5. CALCULUL GAZODINAMIC. INSTALATIA DE TIRAJ.CO$UL SI EXHAUSTORUL.

Calculul gazodimanic al cazanelor are ca scop determinarea pierderilor de sarcina pe cele doua circuite :

=> circuitul aerului de ardere ;=> circuitul gazelor de ardere .

Circuitul aerului de ardere incepe de la aspiratia aerului din mediul ambiant §i se termina la intrarea in arzator (eventual la nivelul deflectorului din arzator), iar circuitul gazelor de ardere este considerat de la focar pana la ie§irea la co§ .

Aerul de ardere se introduce in cazan, cel mai frecvent, cu ventilatoare de aer (cazane cu arzatoare cu aer insuflat). La cazanele cu debit mic acestea pot lipsi, aerul patrunzand in focar prin efectul instalatiei de tiraj (cazane cu arzatoare autoaspirante).

Gazele de ardere se pot evacua prin tiraj fortat (artificial), cu ventilatoare de gaze de ardere (exhaustoare), sau prin tirajul natural al co$ului .

La cazanele cu ardere sub presiune (presurizate) ventilatoarele de aer realizeaza suprapresiunea din focar care asigura §i acoperirea totala sau partiala a rezistentelor de circulatie pe circuitul gazelor de ardere, pana la baza co§ului $i evacuarea lor in exterior .

CALCULUL PIERDERILOR HIDRAULICE DE SARCINA

Calculele se fac atat pentru traseul gazelor de ardere cat §i pentru traseul aerului de ardere. Relatiile de calcul utilizate nu difera intre ele pentru aer sau pentru gaze de ardere, insa, parametrii aerodinamici §i de fluid (vv, p) sunt specifici fiecarui loc de calcul.

Pierderile de sarcina pe traseul aerului de ardere §i pe traseul gazelor de ardere apar datorita necesitatii invingerii unor rezistente hidraulice ce se manifesta in cadrul instalatiei de cazan, la curgerea fluidelor respective. Aceste rezistente sunt de mai multe feluri;

rezistente de frecare, ce se produc in canalele de aer sau de gaze de ardere cu sectiune constanta. Ele due la aparitia pierderilor liniare de sarcina (Apx) \

282


rezistente locale, ce apar la schimbari de forma sau de directie ale canalelor §i due la aparitia pierderilor locale de sarcina (A p § ) concentrate in sectiunile care marcheaza schimbarea de forma sau de sectiune ;

efecte gazodinamice produse de fortele ascensionale aparute datorita diferentelor de temperatura ale fluidului pe traseele verticale, pozitive sau negative (A ph)

In total, pe traseul aer-gaze de ardere se msumeaza pierderile de sarcina hidraulica pe tipuri §i fluide §i se determina pierderea totala de presiune:

a p s = X + E APi: ± AP h ± [N/m- (8.199)

unde P f este presiunea (sau depresiunea) din focar .

La determinarea rezistentelor (pierderilor de sarcina) se folosesc datele stabilite la calculul termic.

Pierderile liniare de sarcina se calculeaza cu urmatoarele relatii :Tn cazul curgerii unui curent izoterm :

Ap x = kI p - w

d[N/m- (8 .200)

Tn cazul curgerii cu schimb de caldura :r S1

APh = A ■ —l p w ‘

[N/m- (8 .201)

unde : / d w PT §i Tp

- lungimea liniare prin care curge fluidul. [m]- diametrul echivalent hidraulic, diametrul exterior sau interior, [m]- viteza medie a fluidului pe portiunea considerata, [m/s]- densitatea fluidului la temperatura §i la presiunea considerata, [kg/m3]- temperatura medie a fluidului, respectiv a peretilor spalati de fluid, pe portiunea considerata, [K]- coeficientul de frecare, dependent de numarul Reynolds §i uneori de rugozitatea peretilor (coeficientul lui Darcy).

Valorile lui A pentru conducte sau canale netede se pot determina utilizand relatiile:

3 64k = — pentru Re < 2000 (8.202)Re

283


. _ 0,303(Ig R e - 0 9 ) 2 pentru 2000 <Re < 4000 (8.203)

, 0,3164

= i]~Re pentrU 4000 < Re < 1 ° 5 (8.204)

kPentru tevi rugoase, la valori — = 8 T 0 5 -r 12,5 • 10 si Re > 4000 :

d

3 n i l I k 68 N°'23X = 0,11 • — + —

d Re (8.205)

unde : k este rugozitatea absoluta pentru conducte sau canale, data pentru cateva cazuri practice in tabelul 8.6.

Tabelul 8.6.Natura peretilor conductei sau canalului 103 X k [m]

Tevi din otel fara sudura- noi, neintrate in exploatare 0,02- curate, dupa exploatare 0.04- cu depuneri mici de piatra la utilizarea apei tratate

§i degazate 0,1- cu depuneri medii de piatra la utilizarea apei

tratate medii §i fara degazare 0,04- cu depuneri mari de piatra §i coroziuni la

utilizarea apei netratate §i fara degazare 1,0

Canale din tablaCanele din caramida sau beton :- tencuite (0,1 +0,15)- netencuite, cu suprafata relativ neteda (2 + 3)- netencuite, cu suprafata rugoasa (3 + 9 )

Tevi din fonta 0,8Canal de zidarie betonata 0,8 + 6 (medie 2,5)Canale din beton 0,8 + 6 (medie 2,5)Tevi de sticla 0,0015 + 0,01 (medie 0,005)

Valoarea lui A, pentru conducte sau canale rugoase, pentru care este indeplinita

conditia: Re > 5 6 0 -Mh (8.206)

. 0,25A = -se calculeaza cu re la tia : f , ^ 2 (8.207)

d0,57-lo g

284


In cazul canalelor de gaze realizate din material termoizolant, scaderea de temperatura din cauza pierderilor de caldura prin pereti catre mediul Inconjurator se poate neglija iar curgere se poate considera izoterma.

Pierclerile de sarcina locale atat in cazul curgerii izoterme cat §i in cazul curgerii cu schimb de caldura, se calculeaza cu relatia :

a £ P ' H’2= g ■ — — [N/m2] (8.208)

in care: £ - coeficient de rezistenta locala care depinde de forma geometricaneregularitatii de curgere §i uneori de numarul Reynolds ;

W §i p - viteza, respectiv densitatea fluidului in sectiunea de curgere considerata.

Daca apare o variatie de viteza in locul studiat (ingustare de sectiune sau largire de sectiune) se considera, in calcul, viteza cea mai mare, corespunzatoare sectiunii mai mici .

a. Modificari de sectiune : Pentru rezistente locale create de modificari de sectiune coeficientul ^ este dat de tabelul 8.7.

Tabelul 8.7. Coeficientul de rezistenta locala pentru modificarile de sectiuneDenumirea Schita Coeficientul £ raportat la

viteza indicata in schita

Intrare in canal cu muchiile in acela§i

plan cu peretele

us

, «

i i i iTW II O lyi

Intrare in canal cu muchiile ie§ite

La s/d = 0,2 -£ = 0,5 s/d > 0 ,2 - q = 1 0,05 < a/d < 0,2 - £ = 0,85 la s/d >0,04 - 5 = 0,5

a

r w ------------- ►— j

Intrare in canal cu muchiile rotunjite

/

%--------

La r/d = 0,25muchiile in acela§i plan cu peretele £, = 0,5 cu muchiile ie§ite £ = 0,4 la r/d = 0,1 - 5 = 0,12 la r/d = 0,2 -% = 0,05

285


Iejire din canal

Iejire din canal prin gratar sau prin

diafragma

£ = (1,707 .^ - l )2ni

fm - sectiunea libera de curgere a gratarului sau a diafragmeifM ~ sectiunea libera a canalului

Intrare Tn canal prin gratar sau prin

diafragma

H’

Gratarul sau diafragma in

interiorul canalului

f \ w (( 1d -

1 _ 1m_f.„

Clapeta complet deschisa

£ = 0,1

b. Coturi (circulare) sau patrateCot de 90° cu raza R de curbura §i diametral d al conductei :

Tabelul 8.8. Coeficientul de rezistenta pentru coturi de 90° circulare sau patrate

Rd

05 06 07 08 09 1 15 2 3 4 5 10 15 20

£ 1,2 0,9 0,65 0,45 0,35 0,28 0,19 0,17 0,14 0,13 0,11 0,08 0,06 0,05

Cand unghiul de cotire <peste diferit de 90° se aplica coeficientul de corectie B : £ = ■ B (8.209)

Tabelul 8.9. Corectie pentru unghiul de cotire

9 0 30° 60u 90" 120° Ul o c 180°

B 0 0,48 0,80 1 1,18 1,32 1,41

Cand sectiunea este dreptunghiulara {a x b) cu cota b Tn planul curburii se aplica coeficientul de corectie C : £ = gc ■ B ■ C (8.210)

286


Tabelul 8.10 Corectie pentru sectiune diferita de patratab

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

C 1,22 1,13 1,08 1,04 1 0,90 0,86 0,86 0,90 0,97 1

Coeficientul de rezistenta pentru coturi brufte (fara racordari) in cazul unui

unghi de cotire de 90°, sectiune patrata sau circulara: = (8.21 1)

In cazul unui unghi diferit de cotire (vezi tebel 7.4) : = I ’2 ' ^ (8.212)

Si pt. sectiuni dreptunghiulare de canal (vezi tebel 7.5): = 1 ,2 ■ B ■ C (8.213)

Cand in cotire se face fi o modificare a sectiunii canalului, caderile de presiune se calculeaza cu viteza cea mai mare. Pentru coturile brufte se aplica relatia fara

A2corectii dar pentru coturile line cu — > 0,1 relatia devine: % — ■ B ■ C ■ I

b ' \ J iunde/, este sectiunea de ie§ire §i f sectiunea de intrare .

(8.214)

c. Variatii de sectiune : Notand sectiunea mica cu f n §i cu fw sectiunea mare,

coeficientul de rezistenta la largirea sectiunii va fi §i la ingustarea sectiunii Q ’ .

Tabelul 8.11. Coeficientul de rezistenta la variatia sectiuniifm/ fjVL 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9% 0,81 0,64 0,49 0,36 0,25 0,16 0,09 0,04 0,01

0,47 0,43 0,38 0,33 0,28 0,23 0,17 0,12 0,06

Pentru largire §i ingustare brusca de sectiune pot fi utilizate relatiile :f r \ 2

respectiv 0,5 LV J M J

(8.215)

d. Fascicul de tevi asezate in linie (coridor) : £ = g0 ■ n r (8.216)

unde : n r — numarul de randuri de tevi pe directia de curgere a fluidului ;

^ 0 - coeficientul de rezistenta al unui rand de tevi .

Coeficientul depinde de pasurile relative s/cl §i s2/d dintre tevi precum fi de numarul Reynolds; s2 fi Sj reprezinta pasurile dintre tevi in sensul curgerii fluidului, respectiv perpendicular pe directia de curgere iar d este diametrul exterior al tevilor fascicolului .

s, - d ( s, / d ) - \(8.217)Daca se noteaza :

s 2 - d ( s n / d J - l

287


Ld

.11~ ^1

2+

/ \ 2

d \ 4 I d J I d ,

^ . p 152atunci pentru : S , S S2 §i 0,12 < (D< 1 => £o n— r r r , (8.218)

yl ( s l / d ) - ( < p - R e p 2

g _ 0,32iar pentru : Sj > S2 §i 1 < (p< 8 => ~ 0 (8.219)

J l ^ T d j (< p -0 ,9 f M (Re)'1' 2

Daca unghiul dintre directia de curgere a fluidului §i axele tevilor fascicolului este j3< 75°, coeficientul t, trebuie marit cu 10% .

e. Fascicolul de tevi asezate decalat:

£ = £0( n r + 1) Tn care: £ 0 = C s Re °'“7 (8.220)

Coeficientul Cy tine seama de pasurile dintre tevi, pasul relativ pe diagonals fiind :

(8 .221)y + v a ) \ a j

Se noteaza :( sx/ d ) ~ 1

<? = — — — (8.222)( s 2 / d ) - l

daca 0,14 < (p< 1,7 :

Cs = 3,2 +(4,6 - 2,7<p)(2 - s//d) Tn cazul in care sj/d < 2 (8.223)

sau :Cs = 3,2 in cazul Tn care s / d > 2 (8.224)

Daca 1,7 < cp< 5,2 => Cs = 0,44 (cp +1 )2 (8.225)

Daca unghiul dintre directia de curgere a fluidului §i axele tevilor este /? < 75°, coeficientul £ trebuie marit cu 10% .

f. Pentru calculul coeficientului de rezistenta locala al teurilor simetrice se poate folosi urmatoarea metoda aproximativa: teul se Tnlocuiejte Tn mod conventional prin doua coturi independente, admitandu-se ca sectiunea canalului comun se Tmparte longitudinal Tn doua parti proportionate cu debitele ramurilor; coeficientul de rezistenta locala pentru fiecare curent se calculeaza ca pentru un cot cu muchiile nerotunjite, cu sectiuni inegale la intrare §i la ie§ire .

288


Calculul pierderilor de sarcina in canale verticale (efecte de tiraj)Valoarea autotirajului (tirajul natural) oricarei portiuni verticale din circuit,

inclusiv cojul, se calculeaza cu relatia :Ap h = ± h ■ ( p u - p s ) - g [N/m2] (8.226)

unde : h - este maltimea pe verticals a traseului [m]p a - densitatea aerului exterior [kg/m3] p g - densitatea medie a gazului aflat in conducts [kg/m3]

Daca fluidul este dirijat Tn sus, autotirajul mic§oreaza pierderea de sarcina Tncircuit (-A p h), iar daca fluidul este dirijat Tn jos, autotirajul va mari pierderea de

sarcina Tn circuit { + A p h ) .In cazul tirajului natural, autotirajul co§ului, ca de altfel §i rezistentele la

curgerea gazelor de ardere prin co§, se determina separat.

Calculul parametrilor de baza ai instalatiei de alimentare cu aerIntroducerea aerului de ardere Tn focar se face cu ajutorul ventilatoarelor de aer.

La unele cazane mici admisia lui se face prin efectul instalatiei de tiraj. Debitul de calcul al ventilatoarelor de aer se determina cu relatia :

^73 + tf i , = 1 ,0161/? , a s V0 B 2 7 3 " [m3/s] (8.227)

unde:B - debitul de combustibil care arde efectiv Tn focar, Tn kg/s sau Nrn Vs .1,0161 Vo - volumul teoretic de aer umed necesar arderii, Tn Nm3/kg sau Nm3/Nm3(X) - coeficientul de exces de aer Tn focartar - temperatura aerului aspirat de ventilator, Tn °Cfit - coeficient de rezerva, egal cu 1,05 .

In cazul Tn care continutul de umiditate al aerului x este diferit de 0,0161 kg apa /kg aer uscat (valoare conventional standard), termenul 1,0161- V0 se Tnlocuiejte cu (1 + x) - V„ .

Calculul presiunii ventilatoarelor de aer de arderePierderea de sarcina totala a traseului de aer va fi, tinand seama de existenta

depresiunii din focar ( pj = 30 -r 150 N/m" ~ 3 -f 15 mmCA ) :

A pa = + X A Pa + Z AP { 1 Z APh + AP a - \P f | (8.228)Termenul A pa reprezinta pierderea de sarcina Tn arzator. Termenul SA pi, poate

fi neglijat daca aerul nu este preTncalzit sau daca diferenta de cote dintre preTncalzitorul de aer §i arzatoare nu Tntrece 10 m.

Presiunea de calcul a ventilatoarelor de aer se determina cu relatia :H v = P 2 ■ A p u [N/m2] (8.229)

289


unde : /?_? este un coeficient de rezerva pentru presiune, egal cu 1,1 .

Puterea motorului electric ce antreneaza ventilatorul va fi :

Nr = ~ ~ [kw] (8.230)1000 • Tjyunde : rjv este randamentul ventilatorului (0,6 -r 0,8).

CALCULUL PARAMETRILOR DE BAZA Al INSTALATIEI DE TIRAI

Debitul de calcul al instalatiei de evacuare a gazelor de ardere se determina cu

273 + r,relatia: Dg = f t ■ Vg ■ B • [m3/s] (8.231)

unde:Vg - volumul gazelor de ardere la excesul de aer a C05, [ NmVkg] sau [Nm3/ Nm3] ;(31 -coeficient de rezerva (Pi = 1,05 pentru cazan cu debitul nominal > 10 MW

§i (31 = 1,1 pentru cazane cu debitul nominal < 10 M W ). tg - temperatura gazelor de ardere la exhautor, respectiv la baza co§ului, | °C ].

Calculul cotjului la instalatiile cu exhaustorExhautorul trebuie sa invinga toate rezistentele de pe traseul gazelor de ardere,

de la partea de inceput a focarului pana la evacuarea gazelor de ardere la baza cojului, unde de regula se impune: p = 0 .

Deci, in cazul tirajului artificial co§ul nu serve^te atat pentru crearea tirajului, cat pentru evacuarea gazelor de ardere in atmosfera. De aceea, inaltimea cojului se alege in functie de conditiile sanitare, de protejare a vegetatiei etc.; se calculeaza numai diametral co§ului, care se determina in functie de debitul total de gaze de ardere pentru o viteza la ie§irea din co§ de 4 + 8 m/s. Diametral mediu al unui co§, in functie

, _ 2 -dr d,de cele doua valori d| §i d2 de la extremitati, va fi : — —:-----:— (8.232)

U| + d 9

Se adopta in general o depresiune de 30 -f 50 N/m2 la nivelul arzatoarelor. Pierderea totala de sarcina pentru traseul gazelor de ardere va fi:

Pi [N/m-] (8.233)

Presiunea de calcul a exhaustorului se determina cu relatia :

11 c = P i ■ AP , [N/m2] (8.234)unde : P2 este un coeficient de rezerva pentru presiunea egal cu 1,1 .

Puterea motorului electric ce antreneaza exhaustorul va fi :DS ■ H ex/v = — 1 ------ [kw] (8.235)1 0 0 0 -^

unde : TJex - este randamentul exhaustorului (0,6 ■+ 0,8).

290


Calculul cogului la instalafiile cu tiraj naturalDiametrul co§ului se determina tn functie de debitul total de gaze de ardere al

cazanelor legate la co§. Viteza gazelor de ardere la ie§irea din co§ se alege intre 4 §i 10 m/s, cu valorile mici ale vitezei la cazane de debit caloric mic.

In cazul cand co§ul cazanului este destinat pentru preluarea tntregului tiraj necesar cazanului : Hn = 1,2-Ap g ; unde H0 este tirajul net al co§ului (8.236)

Tirajul brut al co§ului H care se determina fara pierderile proprii de sarcina pe traseul acestuia, este : H - hc ■ (p a - p gm) ■ g (8.237)unde : hc - maltimea cofului, [m]

pa - densitatea aerului exterior, [kg/m3]; pa = 1,293 - 273273+ta

3-ip m - densitatea gazelor de ardere la temperatura medie din co§, [kg/nr

Densitatea gazelor de ardere la stare normala se calculeaza cu relatiile:

_ 0,717 + l,293-ar-V,0PgN - ——----- ----- ——— pentru combustibil gaz natural (8.238)

Vg0 I) * '0

_ 1 + 1,293-a -V qPgN ~ TT , . pentru combustibil lichid sau solid (8.239)

%o + \ a ~ I)*o

Densitatea medie a gazelor de ardere, la temperatura tgm va fi :273

Pgm = P , N— — (8.240)g m

_ A t cTemperatura medie a gazelor tn co§ este : t gm ~ ~ [°C] (8.241)

Pentru determinarea caderii de temperatura tn coj Atc se utilizeaza relatii experimentale stabilite tn functie de caderea de temperatura pe unitatea de lungime At:

Atc = h ; ■ At [°c] (8.242)

cu valorile pentru At:

co§ de tabla neizolat: ^ t — j — sau At |°q | (8.243)

291


- co§ de tabla izo la t: SaU ^ ^ D ~ (8.244)

unde Dh este debitul de abur al cazanului in [t/h] iar Qh debitul de caldura in [MW] .

De mentionat ca hc, inaltimea cojului, trebuie aproximata initial pentru a se putea calcula A tc §i H . Ca o prima indicatie tirajul brut al cojului

hn in [N/m '/lm l (inaltime de co§)] este dat in tabelul 8.12 .

Tabelul 8.12. Tirajul unitar de predimensionare a co§ului

tgm °c 120 130 140 150 160 170 180

hi N/nr/l ml 2,66 2,88 3,1 3,3 3,5 3,7 3,86

tgm °C 190 200 210 220 230 240 250

K N/nr/l ml 4,04 4,2 4,36 4,51 4,65 4,8 4,9

Tabelul 8.12 este calculat pentru o temperatura a aerului ambiant de 20 °C,densitatea normala p M = 1,293 kg/Nnr §i p g0 = 1,34 kg/Nm3 .

Tirajul net al co^ului se determina cu relatia:H 0 = H - h c ■ Ap,.o. = 0 ,9 H [N/m2] (8.245)

unde : Apni) este pierderea de sarcina liniara pe 1 m de lungime de co§.

Relatiile precedente pot fi folosite §i pentru verificarea valorii maxime a pierderii de sarcina ce poate fi acoperita prin tiraj natural de catre un co§ cu dimensiuni date.

Calculul parametrilor de baza ai instalatiei de insuflare la cazanele cu ardere sub presiune

Cu notatiile folosite anterior, debitul de aer al ventilatorului este :

Du = 1,0161 -p x ■ a f V: B- [m3/s] (8.246)

in care : (if este coeficientul de exces de aer din focar .

La cazanele lucrand cu focarele sub presiune delimitarea drumului de gaze de traseul aerului nu este necesara deoarece efectul de circulate este produs de o singura

suflanta. In acest caz: ^Pa.g = APa + (8.247)

292


9. CAZANE DE PUTERE MICA

9.1. CAZANE MURALE CU TEVI CU ARIPIOARE

Pentru unitati mici functionand cu combustibil gazos gaz natural sau GPL, cu puteri cuprinse intre 20 §i 60 kW, unele cazane se realizeaza in constmctie bloc Tmpreuna cu celelalte elemente componente ale centralei termice, formand o unitate constructiva §i functionala cu denumirea: minicentrala termica, (mini)centrala termica de pardoseala (de paviment), (mini)centrala termica de perete (murala).

In cazul general In care minicentrala termica produce §i apa calda de consum, ea cumuleaza toate functiile unei centrale termice independente: producere de apa calda de Tncalzire, producere de apa calda de consum, pomparea agentului termic Tn instalatia de Tncalzire, preluarea dilatarilor termice ale agentului de Tncalzire, evacuarea gazelor de ardere, reglajul ansamblului functie de necesarul de caldura (atat de Tncalzire cTt §i de apa calda de consum).

Faptul ca minicentrala termica este monobloc fi are dimensiuni foarte reduse se datorejte debitului mic de caldura pe care trebuie sa-1 produca §i nu unei deosebiri fundamentale de conceptie a instalatiei de Tncalzire. Astfel se explica de ce domeniul de putere al minicentralelor termice nu depa§e§te 60 kW; peste aceasta putere nu mai este justificata aglomerarea tuturor echipamentelor Tntr-un corp unitar, care ar ie§i de dimensiuni prea mari, greu de montat §i exploatat. Oricum, la instalatii de capacitate mai mare, vasul de expansiune §i pompa de circulatie pot fi foarte diferite de la o aplicatie la alta.

Schema minicentralei termice cuprinde doua circuite distincte:- circuitul apei de Tncalzire- circuitul apei calde de consum

In completare sunt prevazute racordurile si instalatiile aferente pentru:- aducerea §i asigurarea parametrilor combustibilului gazos- pomparea agentului de Tncalzire- evacuarea gazelor de ardere

sistem de compensare a dilatarilor (vas de expansiune Tnchis)

In figura 9.1. este prezentat un corp de cazan cu arzator atmosferic §i schimbator de caldura din tevi cu aripioare. De asemenea sunt identificate principalele elemente componente ale cazanului si este oferit un detaliu constructiv de teava cu extindere de suprafata de transfer pe partea gazelor de ardere (teava cu aripioare).

Pentru obtinerea unei solutii ieftine se adopta sistemul de ardere cu ’’arzator atmosferic” . Sub aceasta denumire se Tntelege arzatorul de gaz natural cu aer autoaspirat prin ejectie. Deoarcece prin ejectie nu se poate aspira mai mult de 4 ori volumul de gaz combustibil, restul aerului de ardere se introduce ca aer secundar aspirat prin depresiune Tn camera de ardere din mediul ambiant. Pentru un exces de aer uzual de a = 1,4 rezulta ca trebuie aspirat ca aer secundar un volum de cca. 10 ori volumul de gaz combustibil.

293


1. fevi nervurate;2. focar;3. arzatoare autoaspirante;4. intrare/ie§ire pa calda incalzire;5. piesa de evacure a gazelor de ardere,

cu rupere de presiune.

Detaliu teava nervurata

muTTrmrmTnnT111!.....I......

............nu mr

Figura 9.1. Corp cazan cu arzator autoaspirant $i convectiv din tevi nervurate

Acest sistem de functionare impune existenta unei depresiuni suficiente Tn focar pentru o absobtie de aer. Depresiunea se creeaza prin autotirajul drumului de gaze al cazanului. In figura 9.2. se prezinta schema functionala.

L A .he inaltime tronson de evacuare temperatura tc densitate gaze pgc

ht inaltime convectiv temperatura tc densitate gaze p„c

ht inaltime focar; temp. tr densitate aaze o„r

Fig. 9.2. Componentele autotirajului drumului de gaze al cazanului

294


Depresiunea efectiva la baza cazanului rezulta din relatia:

H ne, = 8 ' h f ■ [ p „ ~ P tf )+ 8 ■ K ' (Po ~ Pgc )+ S ' V ip„ ~ P ge )“ AP A ~ AP g ~ AP c,

unde pierderile de sarcina Ap sunt:AP i - pierdere de sarcina in fascicolul de tevi nervurate ale convectivului;APci ~ pierdere de sarcina locale la intrarea aerului;AP^e ~ pierdere de sarcina locale la evacuarea gazelor.

Depresiunea efectiva la baza cazanului trebuie sa fie de cca. 5+10 Pa §i sa se mentina pe cat posibil constanta pentru a nu fi fluctuatii mari de exces de aer in timpul functionarii.

Arzatorul este format dintr-un grup de elemente de arzator atmosferic, asfel ca, vazuta de sus, flacara apare ca un covor de mici flacari individuale care se unesc Tntr-o zona de ardere comuna, cu suprafata egala practic cu sectiunea camerei de ardere.

Pentru a rezista temperaturilor Tnalte din camera de ardere, aceasta este captujita interior cu placi de fibra ceramica rezistente la temperaturi Tnalte (1200 °C).

In continuarea camerei de ardere pe verticala se gasejte fascicolul de tevi nervurate care are rolul de sistem convectiv al cazanului. In acest convectiv, gazele de ardere cedeaza apei caldura Tn intervalul de temperaturi de la temperatura capatului camerei de ardere tr la temperatura de la evacuare tf . Tevile nervurate care alcatuiesc sistemul convectiv sunt confectionate de obicei din cupru cu nervuri de tabla de aluminiu. In unele solutii fiecare teava are nervuri circulare, Tn alte solutii cate doua sau mai multe tevi au nervuri dreptunghiulare (sau de alta forma) comune.

diametrul exterior al tevii d diametrul exterior al nervurii D Jnaltimea nervurii h = (D-d)/2 grosimea nervurii g pasul de nervurare s

D

Fig. 9.3. Dimensiuni earacteristice teava cu aripioare

295


Gazele sunt evacuate la co§ printr-un dispozitiv de rupere de presiune. Acest dispozitiv consista intr-o hota in care gazele de ardere ies liber din §tutul de evacuare al cazanului. Datorita comunicarii cu atmosfera a capatului liber din §tutul de evacuare, aici se instaleaza presiunea statica ambianta §i tirajul co§ului nu mai are nici- o influenta asupra regimului de presiuni din cazan.

Apa calda produsa de cazan intra, de la returul instalatiei de incalzire, la capatul inferior al bateriei nervurate si pe masura ce parcurge tevile se incalze§te. Apa calda este colectata la partea superioara a cazanului §i trimisa la consumatori .

Cazanul este izolat termic cu vata minerala §i protejat la exterior cu tabla subtire. Se obtine astfel un cazan monobloc, cu dimensiuni reduse in raport cu sarcina termica produsa.

In fig.9.4. (a,b si c) se prezinta trei scheme clasice de minicentrale termice cu variantele tiraj natural §i tira jfo rta t:

a. cu prepararea apei calde de consum in acela§i corp cu apa calda de mcalzire;

b. cu prepararea apei calde de consum in corp separat (boiler), cu agent primar apa calda de incalzire;

c. cu prepararea apei calde de consum in corp separat (schimbator de caldura cu placi), cu agent primar apa calda de incalzire.

i t

varianta tiraj natural varianta tiraj format

Fig. 9.4.a Minicentrala cu producere de apa calda de consum in acela§i corp cu apa calda de incalzire

296


Aceasta varianta de minicentrala se mai intalnejte sub denumirea de minicentrala cu schimbator de caldura bitermic. Producerea de apa calda de consum se realizeaza in regim "instantaneu" prin intermediul unei tevi interioare tevii cu aripioare care formeaza schimbatorul de caldura proprizis al cazanului (fig.9.4.1.).

/ \» n p ia i! i a.e.1.

Fig. 9.4.1. Sectiune schimbator bitermic

Ambele variante de cazan prezentate in figura 9.4.a. (tiraj natural sau fortat), utilizeaza arzatoare autoaspirante ale caror flacari se dezvolta in camerele de ardere fara schimb de caldura (adiabate), izolate la interior cu panouri din fibra ceramica.

Gazele de ardere produse de flacara parcurg schimbatorul de caldura al cazanului cedand caldura suprafetei extinse (aripate) a acestuia. Fluxul de caldura cedat de gazele de ardere este preluat de apa de incalzire de la interiorul tevilor si vehiculata de pompa de circulate a instalatiei de incalzire.

Dupa cum se poate observa in figura 9.4.1. apa calda de consum se gase§te In interiorul tevii centrale, imersata in apa de incalzire. Astfel, in pauzele de solicitare a apei calde de consum, apa din teava centrala preia caldura de la apa de incalzire, cu temperatura medie mai ridicata, volumul respectiv fiind gata de livrare. In faza de producere permanenta de apa calda de consum, shimbatorul de caldura bitermic se comporta ca un veritabil schimbator de caldura teava in teava avand ca agent termic primar apa calda de incalzire recirculata in prin bucla de recirculare §i drept agent termic secundar apa calda de consum.

In varianta de minicentrala cu tiraj natural circulatia gazelor de ardere este asigurata de tirajul propriu al cazanului dat de diferenta de inaltime dintre planul arzatorului si orificiul de evacuare al gazelor de ardere. Daca co§ul de evacuare al gazelor de ardere ar fi racordat direct la orificiul de evacuare al cazanului, acesta ar fi supus unui tiraj dat de inaltimea co§ului dar §i de diferenta de temperatura dintre gazele de ardere §i exterior (mica vara §i foarte mare iarna) ceea ce ar duce la mari neuniformitati in ceea ce prive§te excesul de aer §i impicit randamentul cazanului. Pentru a se asigura un regim de tiraj cat mai uniform se practica ruperea de presiune dintre evacuarea gazelor de ardere din cazan si racordul la co§, prin aceasta zona aspirandu-se, ca printr-o hota, un debit de aer din incaperea in care este montata minicentrala.

297


Pentru a preveni ca la Tnfundarea co§ului sa se scurga gaze de ardere catre exteriorul ininicentralei, in zona de rupere de presiune se monteaza un termostat "antirefulare gaze de ardere" care, odata spalat de gazele de ardere fierbinti comuta fi blocheaza functionarea cazanului. Pentru repomire este necesara rearmarea manuala a blocului de automatizare.

La varianta cu tiraj fortat, circulatia gazelor de ardere dar §i a aerului de ardere este asigurata de un exhaustor. Aceste tipuri de minicentrale mai sunt cunoscute sub denuinirea de minicentrale cu camera etan§a datorita faptului ca toata partea de corp cazan este inclusa in interiorul unei mantale exterioare paralelipipedice care separa gazodinamic cazanul propriu-zis de mediul in care este montata minicentrala.

Exhaustorul aspira gazele de ardere direct din zona de evacuare a schimbatorului de caldura refulandu-le catre exteriorul cladirii. Depresiunea formatain interiorul camerei presurizate de catre exhaustor asigura aspiratia de aer de ardere direct din exteriorul cladirii printr-o tubulatura adecvata. Este recomandabil sa se utilizeze tubulatura coaxiala (tubul interior refuleaza gazele de ardere iar prin spatiul inelar dintre tuburi se face aspiratia de aer de ardere) deoarece realizeaza preincalzirea aerului de ardere §i scade temperatura la contactul dintre tubulatura fi elementele de constructie tra vers ate.

varianta tiraj natural varianta tiraj fortat

Fig. 9.4.b. Minicentrala cu producere de apa calda de consum in corp separat (boiler cu acumulare), cu apa calda de tncalzire

298


In cazul acestor tipuri de minicentrale, functionarea corpului de cazan propriuzis este identica cu cea a cazanelor prezentate anterior, cu deosebirea ca prin tevile schimbatorului de caldura circula numai apa calda de tncalzire. Prepararea apei calde de consum se face Tntr-un boiler cu serpentina asigurandu-se prioritate fata de incalzire cu ajutorul electroventilului cu trei cai (pozitiile 10 fi 11 din fig. 9.5.) comandat de termostatul boilerului (pozitia 21 din fig. 9.5.). Pana la atingerea temperaturii reglate pentru apa calda de consum, pompa de circulate deserve§te exclusiv circuitul format din schimbatorul de caldura al cazanului §i serpentina boilerului, urmand ca numai dupa aceea sa se faca comutarea pe circuitul de incalzire.

La aceste tipuri de minicentrala locul boilerului cu serpentina este luat de un schimbator de caldura din placi care prepara apa calda de consum in regim permanent. Inlocuirea boilerului este posibila datorita suprafetelor mari de schimb de caldura care se pot asigura cu ajutorul schimbatoarelor de caldura din placi, ceea ce duce implicit §i la asigurarea unui debit satisfacator de apa calda de consum preparata in regim de functionare permanent.

varianta tiraj natural varianta tiraj fortat

Fig. 9.4.c. Minicentrala cu producere de apa calda de consum cu schimbator de caldura din placi

Pentru o mai detaliata identificarea a componentelor instalatiei, se exemplifies in fig 9.5. , pentru minicentrala cu boiler cu acumulare, componenta pieselor constituente.

299


I. cuplarea co§ului; 2.controluI flacarii3. schimbator de caldura principal ; 4. aspiratie de aer; 5. izolatie termica6. termocuplu de control ;7. arzator pilot sau electrod de ioizare 8. electrod de aprindere; 9. arzator ;10. motorul vanei cu 3 caiII. modulator al vanei de gaz :12. racord de masurare a presiunii 13. vana de gaz; 14. actionare modulator de gaz15 buton de comanda al modulatorului16. racord hidrometru; 17. vana de golire18. grup de reglare; 19. supapa de siguranta20. robinet de umplere; 21. termostat apa calda de consum22. pompa de circulate; 23. dezaerator automat24. microintrerupator; 25. presostat26. vas de expansiune; 27 termometru28. termometru termostat de siguranta (maxim)29. boiler; 30. izolatie termica ; 31. anod de magneziu

A. §tut de intrare gaz ; B. retur incalzire;C. tur incalzire; D. recirculare a.e.c.;E. tur apa calda de consum;F. intrare apa rece de consum

Fig 9.5. Minicentrala cu boiler cu acumulare - elemente componente

300


9.2. CAZANE DE PUTERE MICA CU TEVI LISE

Cazanele sunt de dp vertical, cu focarul amplasat Tn partea de jos fi dezvoltare a flacarii pe verticals. Avantajul acestor cazane este ca ocupa o suprafata mica Tn centrala termica. Au puteri termice nominale cuprinse Tntre 20 fi 100 kW.

Din punct de vedere constructiv, deasupra focarului racit, Tn continuare pe acelafi canal, se gasefte drumul convectiv realizat sub forma unui fascicol de tevi netede. Deasupra convectivului gazele de ardere sunt colectate fi evacuate la cof.

Principalele elemente componente ale cazanului sunt prezentate Tn figura 9.6.

S i ■ r

f t ' f i

D e ta liu d e a§ezare a te v ilo r in e§ ich ie r

1. tevi orizontale convective; 2. focar; 3. arzatoare autoaspirante; 4. intrare/ie§ire apa calda incalzire; 5. piesa de evacure a gazelor de ardere, cu rupere de presiune.

Fig. 9.6. Schema unui cazan acvatubular vertical cu fascicol de tevi si arzator autoaspirant

Pentru a rezista temperaturilor Tnalte din camera de ardere fi pentru a prelua caldura utila prin radiatie peretii focarului sunt sub forma de cheson, racit cu apa din circuitul de Tncalzire.

In continuarea camerei de ardere pe verticala se gasefte fascicolul de tevi netede care are rolul de sistem convectiv al cazanului. In acest convectiv, gazele de ardere cedeaza apei caldura Tn intervalul de temperaturi de la temperatura capatului camerei de ardere tf la temperatura de la evacuare tc„s .

Tevile care alcatuiesc sistemul convectiv sunt tevi obifnuite de otel cu diametrul exterior 25 -f 42 mm.

Pasul de afezare a tevilor Tn fascicol este:• pasul perpendicular pe curgerea gazelor de ardere Si = ( 1,4 -r 2 ) • d• pasul pe direcda de curgere a gazelor de ardere Si = ( 1,2 -f 1,6 ) • d

Pafii se aleg astfel ca grosimea minima de metal Tntre doua tevi sa fie 8 -f- 10mm.

301


Apa calda de incalzire, de la returul instalatiei, intra pe la capatul inferior al cazanului §i dupa ce aceasta preia caldura utila de la flacara §i de la gazele de ardere este colectata la partea superioara a cazanului §i trimisa la consumatori .

Cazanul este izolat termic cu vata minerala §i protejat la exterior cu tabla subtire. Se obtine astfel un cazan monobloc, cu dimensiuni reduse in raport cu sarcina termica produsa.

O alta varianta constructiva pentru cazanele de puteri mici cu tevi lise, inclusiv in solutie murala de microcentrala, este cea cu corp de cazan ignitubular §i tevi verticale.

Din punct de vedere constructiv, deasupra focarului, in cotinuare pe acela^i canal, se gasejte drumul convectiv realizat sub forma unui fascicol de tevi netede care strabat un cilindru cu volum mare de apa. Deasupra convectivului gazele de ardere sunt colectate §i evacuate la co§.

Principalele elemente componente ale cazanului sunt prezentate in figura 9.7.

Fascicolul de tevi netede, strabatut la interior de gazele de ardere, care are rolul de sistem convectiv al cazanului. In acest convectiv, gazele de ardere cedeaza apei caldura in intervalul de temperaturi de la temperatura capatului camerei de ardere tf la temperatura de evacuare tc0?.

Tevile care alcatuiesc sistemul convectiv sunt tevi obi$nuite de otel cu diametrul interior 35 -f 45 mm.

Tevile standard uzuale sunt: 0 4 2 x 3 ; 0 4 8 x 3,5 ; 0 5 4 x 4. Pasul de a§ezare a tevilor in sectiune este ales astfel ca grosimea minima de metal intre doua tevi sa fie 10+15 mm.

Numarul de tevi se alege astfel ca sa se obtina o ajezare uniforma a tevilor pe sectiune. Numarul uzual de tevi este dat in tabel :

N - numar de tevi mod de a§ezare3 triunghi echilateral7 o teava centrala §i 6 tevi pe un hexagon12 trei tevi pe un triunghi echilateral central si 9 tevi pe un cerc19 2 hexagoane cu o teava centrala. 6 tevi pe primul hexagon §i 12

tevi pe al do ilea hexagon

Apa rece intra la capatul inferior al cazanului. Apa calda iese pe un §tut la partea superioara a cazanului §i este trimisa la consumatori .

Cazanul este izolat termic cu vata minerala §i protejat la exterior cu tabla subtire.

Se obtine astfel un cazan monobloc, cu dimensiuni reduse in raport cu sarcina termica produsa §i cu o rezerva relativ mare de apa calda.

302


>4

1. fevi verticale, ignitubulare, convective; 2. focar; 3. arzatoare autoaspirante; 4. intrare/iejire apa calda incalzire; 5. evacure gaze de ardere cu rupere de presiune.

Fig. 9.7. Schema unui cazan ignitubular vertical cu arzator atmosferic

9.3. CAZANE DIN FONTA DE PUTERE MICA

Osolutie constructiva moderna pentru cazanele mici este reprezentata de cazanele din fonta. Acestea au devenit viabile odata cu reducerea substantiate a costurilor de turnare datorita automatizarii liniilor de tumare §i datorita crefterii calitatii turnarii. Datorita progreselor tehnologice la tumare §i datorita imbunatatirii retetelor de fonte, s-a creat posibilitatea turnarii unor pereti subtiri cu suprafete nervurate complexe.

Cazanele se realizeaza din elemente cuplate intre ele prin nipluri cu gamituri. Pachetul de elemente curente se incheie cu elemente de capat care asigura inchiderea volumului de gaze de ardere fata de mediul exterior corpului cazanului.

Circulatia agentilor are caracter avcatubular din punct de vedere al circulatiei apei, dar §i caracter ignitubular daca se prive§te din punctul de vedere al circulatiei gazelor de ardere, Rezulta deci o solutie constructiva particulara ce nu se poate cataloga din punct de vedere al curgerii precum alte cazane (ignitubulare sau acvatubulare).

In figura 9.8. este prezentat un cazan din fonta de putere mica.

SfeCTIUNE A'- As

303


Pentru a se reduce costurile de investitie cazanele din fonta de puteri mici se pot echipa cu arzatoare atmosferice (autoaspirante).

Daca sistemul de colectare al gazelor de ardere nu este prevazut cu rupere de presiune, trebuie avuta in vedere realizarea acesteia ca parte integranta dinracordul la co§.

Focarul este racit, de tip camera de apa. Drumul convectiv este format din canalele dintre doua elemente consecutive iar suprafata de transfer de caldura este putemic extinsa pe partea gazelor de ardere. Rezulta astfel solutii compacte de cazan, dar cu masa relativ ridicata.

Sistem de automatizare Vftotromc 100

SuprafatS de transfer termic din forstS eenufte specials

teolatte tarmicS performantfi

ArzStor cu tuburi din ofel irtoxidabii

Figura 9.8. Cazan din fonta de putere mica

304


10. CAZANE DE APA CALDA SI APA FTERBINTE DE PUTERIMEDII

10.1. CAZANE CU VOLUM MARE DE APA

Cazanele cu volum mare de apa sunt in general cazane ignitubulare deoarece fascicolul de tevi, impreunS cu focarul (de obicei tubular), sunt imersate in volumul de apa cuprins in manta. Constructiv, cazanele se compun global dintr-o manta, unul sau mai multe focare, unul sau mai multe drumuri convective, camere de intoarcere, placi tubulare pentru prinderea suprafetelor de transfer de caldura, §tuturi de racord §i accesorii (izolatie, arzStor, automatizare etc.).

Daca la nivelul convectivului diferentele intre diversele solutii constructive se refers doar la a§ezare §i numSr de treceri, in ceeace prive§te focarul diferentierile sunt de ordin functional intre diversele variante constructive. Mai mult, tipul de focar genereazS §i o serie de variante posibile sau constrangeri referitoare la constructia drumuri lor convective.

Datorita influentei determinante a solutiei de focar asupra constructiei cazanului ca ansamblu, cazanele ignitubulare, cu volum mare de apa, se pot clasifica dupa tipul de focar astfel:

> Cazane (cu volum mare de apa) cu focar cu strapungere;> Cazane cu focar cu intoarcere libera a gazelor de ardere;> Cazane cu focar cu intoarcere dirijata a gazelor de ardere.

In capitolul 8.3. (focare: tipuri constructive, calculul suprafetelor de radiatie in focar) sunt prezentate particularitStile constructive, functionale §i de calcul aletipurilor de focare enumerate anterior.

Cazanele cu volum mare de apa se caracterizeaza functional prin urmStoarele:> lner(ie termica mare datorita volumului mare de apa; aceasta

caracteristica se materializeaza ca un avantaj in cazul in care instalatia utilizatoare de caldura are variatii mari de sarcina momentanS, cazanul constituindu-se intr-un puffer termic, dar se materializeaza intr-un dezavantaj daca se dore^te deservirea unei instalatii la care timpul de intrare in regim de la rece este parametru de performanta sau o instalatie cu perioade de oprire dese §i lungi;

> Presiune de lucru limitata datorita diametrului mare de manta; mantaua este cea care cuprinde agentul secundar §i deoarece grosimea de virola este direct proportionals cu presiunea de lucru §i cu diametrul mantalei, rezultS o limitare mai strictS a presiunii de lucru decat in cazul solutiilor ignitubulare (la care diametrul de calcul este de ordinul diametrului tevii convective);

> Constructie monobloc ce permite realizarea unui ansamblu functional cazan - arzStor - automatizare (- pompe) ; caracteristica reprezintS un avantaj pentru aplicatiile unde se dorejte dotarea cu ansambluri functionale (de exemplu aplicatiile temporare, centralele termice neindustriale etc.) §i unde robustetea constructivS ji durabilitatea functionals sunt primordiale; dezavantajul acestei caracteristici este dat de imposibilitatea construirii cazanului la fata locului, ceeace duce la limitarea utilizSrii la aplicatii unde ansamblul poate fi transportat §i manevrat pana pe pozitia de lucru.

305


> Gabarit mare comparativ cu solutiile acvatubulare in general §i fata de cazanele din fonta in particular; caracteristica nu implica neaparat un cost total al cazanului mai ridicat deoarece compenseaza prin simplitatea tehnologica necesara constructiei (fata de fonta) sau prin manopera mult mai redusa (fata de solutiile acvatubulare); poate reprezenta o problema daca spatiul disponibil este limitat (de exemplu domeniul naval) sau daca masa totala (inclusiv agent termic preparat) este limitativa; avantajul este reprezentat de o circulate naturala (fara pompare) a agentului termic in cazan §i o foarte buna uniformitate constructiva a scaldarii suprafetelor de transfer de caldura.

Cazanele cu volum mare de apa se realizeaza pentru producerea de apa calda (max. 95 °C) sau apa fierbinte (max. 115 °C), au puteri termice utile cuprinse in domeniul 100 - 5000 kW §i presiunea de lucru limitata la 6 - 8 bar.

Diametrul focarului variaza intre 250 §i 1500 mm (dimensiune constructiva generata de dimensiunile geometrice ale flacarii §i de gazodinamica focarului), au lungimi de pana la 6 m (limitare data de lungimea maxima de fabricatie a tevilor standard) §i diametre de manta de pana la 2500 - 3000 mm (limitare data in functie de presiunea nominala, grosimea de tola peste 25 mm fiind greu de prelucrat).

Uzual nu se prevad cu suprafete anexe dar uneori pot fi dotate cu preincalzitoare de aer (de ardere, pe baza caldurii din gazele de ardere) §i/sau economizoare (preincalzitoare cu gaze de ardere de agent termic inainte de intrarea in volumul mantalei cazanului).

Pentru cazanele fara suprafete anexe randamentul economic este cuprin in domeniul 89 - 93 % iar in cazul dotarii cu sisteme de recuperare tehnologica de caldura (preincalzitoare §i/sau economizoare) randamentul economic poate ajunge la 93 - 96 %.

In continuare se prezinta cazanele cu volum mare de apa conform clasificarii anterioare, dupa tipul de focar.

CAZANE CU FOCAR STRAPUNS

Focarul strapuns este caracterizar de intrarea gazelor de ardere pe o parte (denumita front al cazanului) §i ie§irea acestora pe la capatul opus al focarului. Deoarece de obicei iejirea gazelor de ardere din cazan se alege a fi in partea opusa montajului arzatorului, adica in partea sectiunii de ie§ire a acestora din focar, numarul de drumuri convective este in general par la acest tip de cazane (de obicei 2 drumuri convective).

Focarul se poate realiza din teava simpla (sau tabla roluita la diametre mai mari) sau din teava ondulata pentru a prelua elastic diferentele de dilatare dintre focar §i drumurile convective.

Convectivele se realizeaza din fascicole de tevi netede, cu sau fara promotori de turbulenta la interior. In figura 10.1 se prezinta schema functionala in sectiune longitudinala a unui cazan cu focar strapuns §i camera de intoarcere a gazelor de ardere din focar in convectivul 1 imersata in volumul de agent termic.

306


Tevile convective sunt dispuse concentric cu tubul focar iar acesta este din teava lisa deoarece structura focar - convectiv 1 este prinsa doar in placa tubulara fata, partea din spate fiind libera §i putand astfel sa preia dilatarile in regim elastic fata de convectivul 2. In cadrul constructiei focar - convectiv 1 dilatarile sunt preluate In regim semielastic.

- 12 ___ 13

l.carcasa; 2.manta cilindrica; 3.!ntarire manta la §tut; 4.§tu{ recirculare; 5.tur instalatie;6.economizor (optional); 7.camera de Tntoarcere focar - convectiv 1; 8.capac de vizitare colector gaze

de ardere pentru evacuare la co§; 9.drenare condens scurs de pe co§ (optional); lO.golire;11.focar cu strapungere (strabatere); 12.drum convectiv 1; 13.drum convectiv 2; 14.talpa de ajezare;

15.camera de Tntoarcere convectiv 1 - convectiv 2; 16.arzator; 17.izolatie refractara u§a.

Figura 10.1 Schema functionala a unui cazan cu focar strapuns (focar cu strabatere)

In figura 10.2 este prezentata o imagine frontal-oblica a unui cazan cu focar strapuns §i doua drumuri convective concentrice cu focarul. Tevile convective pot avea diametre egale in cele doua drumuri sau pot avea diametre diferite (de obicei mai mare pentru convectivul 2).

Figura 10.2 Imagine frontal-oblica a unui cazan cu focar strapuns §i doua drumuri convective concentrice cu focarul

307


In figura 10.3 este prezentatS schita functionals a unui cazan cu focar strapuns, camera de intoarcere focar - convectiv 1 imersatS in volumul de apa §i distributia tevilor convective deasupra focarului, axial simetric.

Camera intoarcere fata

Convectiv 2 Camera de colectare gaze de ardere §i racord la

co§

Camera de intoarcere

spate imersata in

volumul de apa

Convectiv 1

Arzator

Focar

Figura 10.3 Cazan cu focar strapuns - varianta constructiva

Deoarece la nivelul camerei de intoarcere fata temperatura gazelor de arder este de ordinul 400 °C izolarea termicS a acesteia nu este o problems §i nici nu se justifies racirea cu agentul termic produs de cazan. Rezulta o camera de intoarcere simpla, cu rol functional de dirijare a gazelor de ardere din convectivul 1 in convectivul 2.

La finele convectivului 2 se monteaza pe placa tubulara spate o camera de colectare a gazelor de ardere a cSrei sectiune acopera zona din placa tubulara spate corespunzStoare a§ezarii tevilor din convectivul 2. Camera de colectare a gazelor de ardere nu se izoleaza decat daca acest lucru este cerut de conditiile de siguranta in functionarea cazanului (vecinStatea unor suprafete combustibile, posibilitatea de atingere accidentals etc.). Din punct de vedere al randamentului termic al cazanului izolarea camerei de colectare este inutila deoarece gazele de ardere au ie§it deja din zona de transfer de caldura utila (cazanele cu volum mare de apa nu au in general suprafete anexe).

In figura 10.4 se prezinta o alta solutie de montaj excentric al focarului iar in figura 10.5 este prezentata o solutie cu doua focare paralele, excentrice fata de convective.

In figura 10.6 este prezentata intr-o sectiune longitudinals functionarea cazanului cu doua focare din teava ondulatS, paralele (solutia corespunzand variantei constructive prezentatS in vederea frontala din figura 10.5).

308


Fig. 10.4 Solutie de convective excentrice Fig. 10.5 Cazan cu 2 focare paralele

Fig. 10.6 Cazan cu doua focare din teava ondulata paralele - sectiune longitudinals

La unele cazane, de obicei cele cu puteri termice relativ reduse, camera de intoarcere spate (focar - convectiv 1) se poate realiza in solutie neracita dar izolata termic cu materiale refractare, deoarece temperatura gazelor de ardere este in jur de 1000 °C. Avantajul solutiei (prezentata in figura 10.7) este simplitatea constructiva iar dezavantajul pierderea unei suprafete de transfer util de caldura si eventuale probleme de durabilitate a izolatiei termice refractare.

In unele situatii, la folosirea cazanului ca treapta de recuperare energetica intr- o instalatie de ardere a dejeurilor, daca se foloseste un combustibil cu ardere dificila (de exemplu pacura la puteri termice reduse) sau daca se folose§te arderea pe gratar a unui combustibil solid, focarul nu mai are forma cilindrica ci forma ovala cu baza plana sau paralelipipedica cu bolta la partea superioara. In aceste situatii baza plana a focarului se §amoteaza pentru a fi o suprafata de aprindere §i stabilizare in procesul de ardere sau postardere a combustibilului.

309


Fig 10.7 Cazan cu camera de Tntoarcere spate neracita

In figura 10.8 este prezentata o astfel de solutie constructive Camera de Tntoarcere spate poate fi racita (ca Tn solutia prezentata) sau nu, dar este obligatorie prevederea de capace de acces pentru curatire la capetele fiecarui drum de gaze §i pentru camerele de Tntoarcere. Uneori camerele de Tntoarcere se prevad chiar cu zone de colectare pentru suspensiile din gazele de arder (praf sau cenu§a volanta).

tur instalatie

5 /arzator

camera racita

u§a de vizitare

returinstalatie

armaturi de siguranta

u§a de vizitare __

focar cu vatra plana captujitS [

refractar

Fig 10.8 Cazan cu focar semirotund $i vatra captujita refractar

310


C A Z A N E C U F O C A R I N T O A R C E R E L I B E R A A G A Z E L O R D E A R D E R E

Acest tip de cazane au focarul sub forma unui tub de flacara larg, fara strapungere, in interiorul caruia gazele de ardere sunt nevoite sa se mtoarca in directie in versa jetului de flacara, realizand astfel circulatia echivalenta a unui drum convectiv. Functioneaza cu combustibil gazos sau lichid §i produc apa calda 90/70 °C §i uneori apa fierbinte 115/95 °C. Principalele elemente componente ale sunt prezentatein figura 10.9.

15 7 14 10 6 12 10

Fig. 10.9. Cazan ignitubular cu mtoarcerea gazelor de ardere in focar 1. corp cazan; 2. focar tubular; 3. tevi de “fum” cu turbulizatori; 4. arzator; 5. u§a izolata termic;

6. intrare apa; 7. ie§ire apa; 8. cutie colectare gaze; 9. legatura la co§; 10. izolafie termica;11. placa tubulara fata; 12. placa tubulara spate; 13.vizor; 14. termostate; 15. panou comanda §i reglaj

Aceste cazane sunt alcatuite dintr-un cilindru cu diametru mare (1), in interiorul caruia se afla suprafetele de schimb de caldura: tubul de flacara (2) cu perete neted este incastrat in placa tubulara fata (11) . Tevile din fasciculul convectiv (3) sunt prevazute cu turbulizatori, cu rol de intensificare a transferului de caldura (viteza de curgere a gazelord de ardere cca. 4 - 6 m/s sau chiar mai putin). Tevile convective sunt fixate prin sudura sau mandrinare in placile tubulare fata (11) §i spate (12).

Intrarea apei in cazan (6) se face pe la partea de sus sau pe la partea inferioara, iar evacuarea apei calde (7) se face intotdeauna pe la partea superioara. L a alimentarea cu apa a cazanului la nivelul generatoarei superioare a mantalei, un detaliu functional deosebit de important este ca datorita diferentei de densitate generata de diferenta de temperaturi intre apa de alimentare §i cea din cazan, jetul de apa de alimentare va patrunde pe toata sectiunea cazanului, nefiind necesara §icanarea in zona intrarii. Mai mult, §icanarea este nerecomandabila deoarece produce zone de stagnare la partea superioara ceeace va duce la functionarea instabila a cazanului. In unele situatii, datorita patrunderii prea concentrate a jetului de apa de alimentare (la alimentarea pe sus) se monteaza chiar piese de tip “sparge-val” pentru a realiza o mai mare dispersie a jetului de apa de alimentare in volumul cazanului.

311


U§a de inchi dere a cazanului (5), izolata termic, permite trecerea gazelor de ardere din focar Tn sistemul convectiv §i pozitionarea arzatorului.

L a arzator este adus combustibilul iar ventilatorul aspira §i introduce aerul necesar arderii in tubul de ardere din focar. In interiorul focarului se aprinde §i se stabilizeza flacara dezvoltandu-se debitul de gaze de ardere. Acestea ajung in partea din spate a focarului §i sunt obligate sa se intoarca spre partea din fata.

Dupa parcurgerea traseului dus - intors tn focar, datorita u jii cazanului, gazele de ardere se Tntorc cu 180° §i intra in tevile convective. In final sunt colectate Tn cutia (8) §i evacuate la co§ prin §tutul (9).

In figura 10.10 este prezentata o solutie constructiva de cazan cu Tntoarcere libera a gazelor de ardere Tn focar §i un drum convectiv cu turbulizatori.

Figura 10.10 Solutie de cazan cu Tntoarcere libera a gazelor de ardere Tn focar

A§a cum s-a specificat §i Tn capitolul de prezentare a focarelor, solutia cu Tntoarcere libera impune un raport dimensional relativ strict Tntre lungimea si diametrul focarului (Tn domeniul 1,2 - 1,6) pentru a se putea forma jetul de flacara §i gaze de ardere central Tn sensul de mi§care front - spate §i jetul inelar de retur al gazelor de ardere Tn sensul de curgere spate - front. Un raport dimensional cu lungime mare duce la formarea unor zone de stagnare Tn zona de Tntoarcere (cu efect negativ asupra transferului de caldura) iar un raport prea mic lungime/diametru va genera fie

312


atingerea fundului racit al focarului de catre flacara, fie o circulate inelara la viteze mici, neeconomice.

Datorita constrangerilor dimensionale amintite, forma generala a cazanului este destul de butucanoasa, fiind apropiata de forma cubica. Acest fapt este una din cauzele lim itarii superioare a puterii acestor tipuri de cazane la cca. 1500 kW , deoarece se ajunge la dimensiuni ale sectiunii (placa tubulara fata) greu de manevrat §i amplasat. In plus, la puteri mai mari, gazodinamica focarului devine instabila, mai ales ca in aceste situatii este recomandata functionarea in trepte de putere sau chiar modulant, de la 100 % pana la sarcini partiale de ordinul 30 - 50 %.

Avantajul solutiei il reprezinta simplitatea constructiva. De asemenea, la unele variante constructive, este de mentionat §i avantajele care rezulta din elasticizarea soltiei prin prinderea focarului numai in placa tubulara fata (m ijcare libera la dilatare intre focar §i fasciculul de tevi convective - cazan cu “ focarflotant ” ).

Dispunerea tevilor convective se poate face concentric cu focarul sau excentric fata de focar, ca §i in cazul cazanelor cu volum mare de apa §i focar cu strabatere. L a numar mare de tevi convective se prefera a§ezarea concentrica iar la numar mic de tevi se alege de obicei a§ezarea excentrica. Criteriul de alegere pentru solutia de ajezare a tevilor convective este minimizarea diametrului de manta.

C A Z A N E C U I N T O A R C E R E D I R I J A T A A G A Z E L O R D E A R D E R E

Sunt cazane cu focar tubular si un drum convectiv, identice in mare masura cu cele cu intoarcere libera a gazelor de ardere in focar. Diferenta constructiva esentiala, care genereaza §i diferentele functionale majore dintre cele doua solutii, este ca la cazanele cu intoarcere dirijata se monteaza in focar un cilindru din otel refractar (piesa de intoarcere) care etan§eaza pe uja de inchidere §i asigura un focar cald pentru amestecul aer - combustibil. Cazanele functioneaza in suprapresiune, cu combustibil lichid sau gazos §i produc apa calda 90/70 °C fi uneori apa fierbinte 115/95 °C. Principalele elemente componente sunt prezentate in figura 10.11.

1. corp cazan; 2. piesa de intoarcere gaze de ardere in focar; 3. tevi convective; 4. focar; 5. u§a izolata; 6. intrare apa; 7. ie§ire apa; 8. cutie colectare gaze; 9. racord co§; 10. izolatie; 11. placa tubulara fata;

12. placa tubulara spate; 13.vizor; 14. termostate; 15. panou automatizare.

313


Fig. 10.11. Cazan ignitubular cu piesa de Tntoarcere a gazelor de ardere Tn focar Aceste cazane sunt alcatuite dintr-un cilindru cu diametru mare (1), Tn interiorul

caruia se afla suprafetele de schimb de caldura. Tubul de flacara (4) este cu perete neted, Tncastrat Tn placa tubulara fata (11). Piesa de Tntoarcere a gazelor de ardere (2) asigura circulatia dirijata a gazelor de ardere Tn focar. Tevile convective (3) formeaza un fascicul convectiv §i sunt prevazute cu turbulizatori, cu rol de intensificare a transferului de caldura (regim de curgere laminar sau tranzitoriu al gazelor de ardere Tn tevile convective). Tevile sunt fixate prin sudura sau mandrinare Tn placile tubulare fata ( 11) §i spate (12).

Intrarea apei Tn cazan (6) se face pe la partea de sus sau pe la partea inferioara, iar evacuarea apei calde (7) se face Tntotdeauna pe la partea superioara.

U$a izolata termic de Tnchidere a cazanului (5), etan§eaza pe piesa de Tntoarcere (2) fixata printr-un sistem cu arcuire. Astfel se asigura trecerea gazelor catre fundul focarului la interiorul piesei de dirijare §i intrarea gazelor de ardere din focar Tn sistemul convectiv la exteriorul acesteia, prin Tntoarcerea gazelor pe u ja cazanului.

Dupa parcurgerea tevilor convective, gazele de ardere sunt colectate Tn cutia (8) §i evacuate pe co§ prin §tutul (9).

Avantajele principale ale solutiei de focar cu Tntoarcere, fata de cea cu Tntoarcere libera, T1 reprezinta stabilitatea gazodinamica §i a stabilitatii arderii, intensificarea transferului de caldura §i eliminarea lim itarilor stricte referitoare la raportul dintre lungime §i diametru.

Ajezarea tevilor convective Tn raport cu focarul se face dupa aceleaji reguli §i pricipii ca §i Tn cazul celorlalte solutii de cazane ignitubulare orizontale.

C A R A C T E R I S T I C I F U N C T I O N A L E A L E S O L U T I I L O R D E C A Z A N

Se constata ca din punct de vedere functional, pentru regimul de temperaturi din focar, cele trei solutii difera foarte mult.

Facand o comparatie functionala Tntre solutiile de cazane prezentate anterior, la acelea§i dimensiuni geometrice §i sarcini termice la arzator, solutia de focar cu circulatie directa (strabatere) duce la temperaturile cele mai ridicate la capatul focarului, deoarece flacara se dezvolta Tn m ijlocul focarului (cu spatiu mare fata de peretii raciti ai focarului pentru a se evita riscul de stingere la perete rece), se creeaza astfel zone de stagnare §i rezulta un schimb de caldura prin radiatie de intensitate redusa sau medie.

Pe de alta parte, temperatura ridicata Tn procesul de ardere (ardere fara racire a flacarii) precum §i timpul lung de rezidenta la temperatura Tnalta al gazelor de ardere Tn focar, determina o producere importanta de N O x , uneori peste limitele admisibile.

O alta constatare importanta este ca la cazanele cu focare cu circulatie directa excesul de aer minim care asigura o ardere corecta este mai mare cu cel putin 0,1 decat la cazanele cu focare cu Tntoarcere. Se explica aceasta constatare prin faptul ca Tn focarele cu circulatie directa vitezele sunt mici, turbulenta redusa, §i Tn consecinta omogeneizarea combustibil - aer Tn spatiul focarului este mai redusa.

Solutia de focar cu Tntoarcere simpla a gazelor de ardere duce la temperaturi mai reduse la capatul focarului, circulatia jeturilor de gaze de ardere asigurand o

314


umplere buna a focarului. Schim bul intens de caldura §i masa Tntre jetul de ducere (central) §i cel de Tntoarcere (periferic) duce la o temperatura relativ redusa (750-850 °C) la capatul focarului, ceeace face ca sistemul convectiv al cazanului sa aiba dimensiuni mai reduse.

Solutia, prin simplitatea ei, ar prezenta un avantaj foarte mare, dar este foarte sensibila la alegerea corecta a arzatorului: daca arzatorul are o flacara scurta §i evazata, circulatia gazelor de ardere nu se mai face pana la fundul focarului §i apare o zona de stagnare cu schimb redus de caldura; daca flacara este prea lunga, cotactul ei cu fundul focarului poate produce o blocare a reactiilor de ardere §i aparitia unor produse de ardere incomplete. Chiar daca experimental se poate determina compatibilitatea arzator-focar, ea ramane valabila numai pentru sarcina nominala a cazanului, la sarcini mai mici functionarea focarului putand fi defectuoasa.

Focarul cu corp de Tntoarcere duce la cele mai joase temperaturi la sfarjitul focarului, de ordinul 550-650 °C. Solutia este relativ putin sensibila la caracteristicile dimensionale ale flacarii arzatorului deoarece arderea se produce Tn tubul central care are pereti calzi (650-750 °C ) iar gazele de ardere sunt dirijate de pereti pe tot parcursul lor. De aceea, astfel de focare pot functiona §i cu sarcini variate ale arzatorului. Un avantaj deosebit al acestui tip de focar apare Tn functionarea cu combustibil lichid, unde avantajul camerei de ardere cu pereti calzi este deosebit de important.

Se constata din analiza functionala a cazanelor ca focarul preia o portiune din ce Tn ce mai mare din sarcina termica totals a cazanului Tn urmatoarea ordine: cazan cu focar cu circulatie directa 45-55 % , cazan cu focar cu Tntoarcere simpla 50-60 % , cazan cu focar cu corp de Tntoarcere 60-75 % . Proportiile mai mari de caldura preluate de focar due im plicit la reducerea suprafetei sistemului convectiv care reprezinta un consum mare de metal pentru cazan §i o cre§tere importanta a gabaritului.

In concluzie, pentru majoritatea cazurilor, focarul cu Tntoarcere libera este cel mai adecvat, mai ales la cazanele care functioneaza Tn regim de reglaj tot-nimic. L a echiparea cu arzatoare cu mai multe trepte de functionare sau cu arzatoare cu modulare de sarcina, numai la sarcina nominala focarul are umplere totala. In celelalte regimuri (de sarcina partiala), flacara Tntoarce Tnainte de fundul focarului si fluxul specific de caldura transferat este mai scazut. Aceasta nu afecteaza debitul de caldura produs, acesta fiiind sub cel nominal, dar are o u§oara influenta asupra randamentului (prin scaderea suprafetei utile de transfer de caldura Tn raport cu celelalte solutii); nu exista studii privind aprecierea suprafetei utile a focarului la diferite sarcini relative.

Focarul cu strabatere §i cu doua drumuri convective nu este economic Tn domeniul sarcinilor termice mici (sub 500 kW ) datorita costurilor suplimentare de cazan pentru un drum convectiv suplimentar §i o camera de Tntoarcere suplimentara (fata de solutiile cu Tntoarcerea gazelor Tn focar).

Focarul cu corp de Tntoarcere se utilizeaza mai rar, cu toate ca este cea mai buna solutie de ardere §i de transfer de caldura. datorita costului relativ ridicat al corpului de Tntoarcere care trebuie sa fie confectionat din otel Tnalt aliat.

315


SOLUTIA CONSTRUCTIVA A DRUMULUI CONVECTIV (IGNITUBULAR)

Solutia constructiva de convectiv este cel de-al doilea element constructiv care necesita o apreciere fi o alegere.

Cu toate ca Tn procesul de transfer de caldura convectivul preia Tn general Tntre 25 fi 45% din sarcina cazanului, suprafata lui mare se datorefte faptului ca functioneaza cu gaze de ardere de temperatura scazuta fi deci fluxul specific de caldura este mic. C a ordin de marime, Tncarcarea termica a suprafetelor de focar este de 2 - 5 ori mai mare decat a suprafetelor de convectiv.

Suprafata convectiva se realizeaza din tevi, de diametru 35 - 65 mm, functie de puterea cazanului. Tevile se distribuie pe periferia focarului, concentric sau excentric.

Un element de mare importanta Tn alcatuirea convectivelor de cazane este utilizarea intensificatorilor de convectie, numiti fi turbulizatori. Acestea sunt table diferit fasonate care au rolul de a mari turbulenta Tn tevile convectivului. In general viteza gazelor este mica Tn tevile convective, de ordinul 2 - 6 m/s, fi este impusa de numarul de tevi necesare pentru a realiza suprafata de transfer de caldura pe o lungime concordanta cu lungimea focarului; Tn consecinta turbulenta naturala este m ica (sau este chiar curgere laminara) fi transferul de caldura este redus. IntroducTnd turbulizatori Tn tevi se obtine o turbulenta aditionala care intensifica de 1,5 — 2,5 ori transferul de caldura (vezi capitolul 8.4. de calcul al sistemelor convective).

Simplitatea constructiva a turbulizatorilor fi pretul lor scazut, pe de o parte, iar pe de alta parte simplitatea de introducere (sunt introdufi fara prindere Tn interiorul tevilor) face ca utilizarea lor sa fie foarte economica. Introducerea turbulizatorilor Tn tevi scade temperatura la cof cu 20-50 °C iar randamentul cazanului crefte cu cateva procente.

PrinciDalele solutii de turbulizatori si eficienta lor sunt prezentate sintetic Tn

Pr = d/1 ; Re = wd/v

Lam inar(Re<2500)a = ao • 2,142/Pr0’3

Tranzitoriu (2 5 0 0 < R e <l 0000) a = ao- (3 ,3/Pr°’26-Re°’2/5)

Fig. 10.12. Intensificatori de turbulenta Tn convectiv (turbulizatori) fi relatii pentru determinarea eficientei lor

continuare Tn figura 10.12.

ii

316


10.2. C A Z A N E C U V O L U M M IC D E A P A

Sunt cazane caracterizate printr-o circulatie a apei mcalzite prin in teriorul tevilor.Solutiile constructive sunt multiple. Din cele mai des intalnite citam:

- cazane din elemente de fonta - sunt cazanele cele mai moderne din acasta categorie pentru centrale termice de incalzire; se evidentiaza prin calitati deosebite de fiabilitate, montare din elemente la locul de amplasare j i gabarite mici;

- cazane din cadre de (evi netede de otel - denumite si cazane din elemente - actualmente mai putin utilizate datorita consumului mare de metal §i manopera §i incarcarii termice mai mici a suprafetelor;

- cazane cu fascicole din tevi netede de otel - se utilizeaza numai la debite de caldura mari, peste 5 Gcal/h (5 M W ), §i sunt in solutie de cazane cu pereti membrana (cazane de tip C R §i C A F ) sau in solutie cu zidarie - se utilizeaza doar pentru domeniul de termofocare sau industrial §i nu fac obiectul prezentului curs;

- cazane cu fciscicol de j.evi nervurate - se utilizeaza rar la cazanele de centrala dar se utilizeaza des la cazanele m ici §i in special la minicentrale (vezi capitolul 9 - cazane de putere mica).

In cele ce urmeaza se vor prezenta §i analiza primele doua categorii: cazanele din elemente de fonta §i cazanele din cadre de tevi netede de otel.

C A Z A N E D I N E L E M E N T E D E F O N T A

Elementul de fonta al cazanului este un corp care are in partea de jos a peretelui prin care circula apa o deschidere mare, care prin asamblarea cu celelalte elemente care compun cazanul va configura focarul, iar in partea de sus cateva sectiuni nervurate, in interiorul carora circula apa, care prin asamblarea cu celelalte elemente care compun cazanul vor configura drumurile convective.

Elementele se asambleaza intre ele cu nipluri pe partea apei §i prin garnituri §i tiranti pe partea gaelor de ardere. Tirantii din otel strang elementele din fonta intre ele generand un ansamblu unitar structural §i functional, in speta coipul cazanului. Elementele de capat sunt fasonate special pentru destinatia lor: inchidere a traseului de gaze de ardere fata de mediul exterior, trecerea din focar in drumurile convective sau trecerea intre drumurile convective.

Interiorul peretilor focarului nu este nervurat deoarece in focar transferal de caldura se face prin radiatie $i deci suprafata captatoare echivalenta este proiectia normala a suprafetelor. Arderea in focarele cazanelor din elemente de fonta are acelea$i caracteristici cu arderea intr-un focar camera de la cazanele cu volum mare de apa.

317


Suprafetele convective, puternic nervurate, au o eficienta de transfer de caldura deosebit de buna. Aceasta face ca temperatura la co§ sa fie coborata §i randamentele economice ale acestor cazane sa fie foarte ridicate, de ordinul 93 - 95 %.

In figura. 10.13 se prezinta o vedere a unui cazan din elemente de fonta §i se poate vedea modul de asamblare al elementelor curente cu cele de capat sau de intoarcere, circulatia gazelor de ardere §i a apei, precum §i particularitatile constructive ale suprafetelor de transfer de caldura.

1 .element din fonta; 2.gamitura de etan§are element; 3.balamale u§a; 4.izolatie u§a;5.extinderi de suprafata; 6.carcasa u§a; 7.vizor; 8.placa de prindere arzator; 9.distribuitor agent secundar; lO.caroserie cazan; 11.focar excentric; 12.element inchidere spate; 13.convectiv 1;

14. camera de intoarcere spate; 15.convectiv 2; 16.turbulizatori amovibili.

Fig. 10.13 Cazan de putere medie din elemente de fonta cu focar strapuns §i doua drumuri convective orizontale in planuri suprapuse (deasupra focarului)

Cazanele din fonta de tipul celui prezentat in figura 10.13 sunt caracterizate de o constructie simpla a elementului (fata de alte variante de elemente din fonta) §i au o circulatie a gazelor de ardere clara §i relativ simpla. Se realizeaza pentru puteri termice cuprinse Tntre 100 §i 1000 kW , la puteri mai mari, de pana la 2500 kW , adoptandu-se o solutie constructiva mai complexa, cu mai multe canale de circulatie in paralel pentru drumurile convective $i pentru agentul termic preparat (apa calda de incalzire sau apa

318


fierbinte). In figura 10.14 se prezinta varianta constructiva pentru puteri mari a cazanului din figura 10.13.

Incarcarea termica a convectivelor este diferita, ceeace poate duce la aparitia unor solicitari termice suplimentare (fata de cele inerente generate de incarcarea diferita dintre focar §i suprafetele convective) ceeace pentru cazanele din elemente de fonta reprezinta o problema importanta datorita elasticitatii reduse a fontei. Aparitia unor eforturi de dilatare diferentiata intre zonele unui element de cazan sau intre diferitele elemente ale cazanului (rigidizate intre ele de tiranti) poate duce la spargerea sail craparea elementelor.

Prin realizarea unei circulatii de tip exterior - interior §i nu dedesubt - deasupra pentru convective se poate realiza o mai buna echilibrare a Tncarcarii termice a convectivelor ceace va duce la diminuarea eforturilor de dilatare diferentiata in elementele de cazan. In figura 10.15 este prezentata o astfel de solutie constructiva.

Fig. 10.14 Cazan de putere mare din elemente de fonta cu focar strapuns §i douadrumuri convective orizontale Tn planuri suprapuse (deasupra focarului)

Elementele de tip turbulizator din sistemele convective nu au atat rol de generare de turbulenta (ca Tn cazul convectivelor din tevi Use) ci mai ales de dirijare a

319


circulatiei gazelor de ardere prin extinderile de suprafata ale convectivelor. Lipsa acestor turbulizatori - obturatori ar duce la generarea unor circulatii de tip scurt - circuit cu efecte puternic negative pentru transferul de caldura.

De asemenea, turbulizatorii - obturatori fiind spalati de gazele de ardere se vor Tncalzi §i vor radia catre suprafetele racite ale drumurilor convective. Chiar daca diferenta de temperatura nu este mare, datorita coeficientului de emisivitate - absorbtie mare al radiatiei metal - metal, efectul de transfer de caldura va fi important.

Montajul prin a§ezare astfel meat turbulizatorii sa fie amovibili este generat de necesitatea de curatire din timp Tn timp a suprafetelor convective care datorita nervurarii au o caracteristica de murdarire mai pronuntata decat Tn cazul cazanelor cu suprafete lise. CurStirea se face mai des la cazanele care utilizeaza combustibili lichizi, dar este obligatorie §i la cazanele dotate cu arzatoare de combustibil gazos (datorita continutului de praf din aerul de ardere).

17 16 15

1 -----------------------------

1 .colector agent termic; 2.focar; 3. placa de prindere arzator; 4.convectiv 2; 5.turbulizatori amovibili; 6.balamale u§a; 7.vizor; 8.izolatie ceramica refractara; 9.distribuitor agent secundar; lO.caroserie

cazan cu izolafie din vata minerala; 11 .focar cu strabatere excentric; 12. convectiv 1; element Tnchidere; 13. camera de intoarcere spate; 14.racord la co§; 15.capac de vizitare; 16.element cazan.

Fig. 10.15 Cazan din elemente de fonta cu focar strapuns §i doua drumuri convective orizontale fn acela§i plan (deasupra focarului - cu grad mare de uniformitate termica)

320


La cazanele de puteri termice mai mici (sub 200 kW ) se poate adopta solutia constructiva de cazan cu focar tip camera de presiune §i convectiv cu dezvoltare pe verticala. Solutia, prezentata in figura 10.16, are marele avantaj al Tncarcarii termice uniforme a focarului pe lungimea sa (fata de solutiile cu focar strapuns unde mcarcarea focarului m zona frontala este mai mare decat Tncarcarea in zona de intoarcere de la finele focarului) ceeace duce la minimizarea eforturilor de dilatari diferentiate din elementele de cazan. Cuplarea acestei solutii de focar cu o circulatie verticala echilibrata stanga - drapta duce la optimizarea functionala din punct de vedere al solicitSrilor termice.

1 2 3 4

l.carcasa cazan; 2.tablou de comanda §i control; 3.element de cazan din fonta eutectica;4.canal de cabluri pentru automatizare; 5.gamitura de etan$are din fibra ceramica; 6.u§a de prindere

arzator cu deschidere stanga sau dreapta pe balamale; 7.capace de acces pentru curafire zona superioara; 8.turbulizatori amovibili; 9.izolatie termica din material ceramic; lO.golire cazan;

1 l.capace de acces pentru curajire camera inferioara; 12.izolatie din vata minerala; 13.camera de ardere (focar); 14.sec(iune de curgere apa; 15.sectiune de curgere gaze in convectivul vertical;

16.racord gaze de ardere la co§.

Fig. 10.16 Cazan din elemente de fonta cu echilibrare termica pentru focar §i convectivvertical

Una din caracteristicile importante ale cazanelor din fonta este ca suprafetele sunt rezistente la coroziune. In timp ce otelul este oxidat §i cu timpul distrus de

321


umezeala §i mai ales de solutii acide, fonta rezista foarte bine chiar §i atacului chim ic cu acid concentrat.

Pericolul de coroziune Tn cazan poate apare pe suprafata de schimb de caldura Tn contact cu gazele de ardere Tn doua cazuri,:

- condens neutru sau foarte putin acid, din condensarea vaporilor de apa din gaze de ardere ale com bistibilului gazos;

- condens acid, din condensarea vaporilor de apa din gazele de ardere ale combustibilului lichid cu continut de sulf, pentru combustibilii tip C L U §i pacura.

p H 2 0 = C.Q8 Mn

559085©€7$70

65©0

D 0 5 0.4 0.6- 0,8 1c o m t i n l i t d e s u l f in

C O M a U S T fflIL [%]

p H 2 0 = 0.1 t>ar

95

80

o ca 0.4 o.e c.s 1C O N U N LIT D E S U L F IN

C O M B U S T IB IL [Y«l

p H 2 0 = 0 .06 bar

05

0 0.2 0,4 0.6 O.a 1CONTIM UT D E S U L F IN

C O M B U S T IB IL [% l

presiune partiala pH2o = 0, l bar pH20 = 0,09 bar

a. Temperatura punctului de roua acid la combustibil cu

p H 2 o = 0,08 bar

S < l

1.11,21 ,3

-1 .4

- 1 ,5

CONTINU T DE SULF IN COMB JSTIBIL [%]

b. Temperatura punctului de roua acid la combustibil cu S > 1

Fig . 10.17 Dependenta temperaturii de roua acide de continutul de sulf din combustibil §i de continutul de vapori de apa ai gazelor de ardere

322


Condensarea se produce numai cand temperatura peretelui de transfer de caldura este mai mica decat temperatura punctului de roua. Este de subliniat ca nu gazele de ardere trabuie sa aibS o temperatura sub cea de roua, ele avand Tn general o temperatura Tnalta; condensarea se produce pe orice perete care are o temperatura mai joasa decat temperatura de roua. Temperatura peretelui unei suprafete de transfer de caldura este, cu diferentS de 1 - 5 °C , apropiata de temperatura apei.

Situatia este mai grava la arderea combustibilului lichid cu continut de sulf. Temperatura de roua a gazelor de ardere pentru acejti combustibili este dictatS de prezenta acidului sulfuric Tn vaporii gazelor de ardere condensate. Ace§tia provin din arderea sulfului §i hidratarea trioxidului de sulf: S + 0 2 = S 0 2 -> S 0 3 + H 20 = S 0 4H 2 .

Gazele de ardere cu SO.i au temperatura de roua mult mai Tnalta, denumita temperatura de roua acida , apropiata §i chiar depajind uneori 100 °C. Pentru orientare, Tn diagrama fig. 10.17 se prezinta dependenta temperaturii de roua acide de continutul de sulf §i de continutul de vapori de apa ai gazelor de ardere.

Se vede ca Tn cazul combustibilului lichid sulfuros este pericol de aparitie a condensSrii acide §i a coroziunii acide chiar §i la temperaturile curente ale apei calde de Tncalzire.

Astfel, Tn functionarea unui cazan se Tntalnesc doua situatii Tn care apare condensare: la pornirea cazanului cand apa din cazan este sub temperatura de roua a gazelor de ardere §i cTnd cazanul functioneazS cu temperatura joasa a apei calde de Tncalzire. Cum astfel de situatii se Tntalnesc, condensarea accidentals (nedoritS) este un fenomen curent Tn exploatare. C a urmare a acesteia apare la cazanele de otel o coroziune care duce la acarierea (gSurirea) suprafetelor dupS 10-15 ani de functionar a cazanului pe combustibili nesulfuro§i si mult mai devreme pentru functionarea cu combustibili sulfuro§i. DacS materialul cazanului este fonta, condensarea apare Tn aceleaji conditii dar nu se va produce coroziune deoarece fonta este rezistentS la coroziune. Astfel durata de exploatare a unui cazan de fonta este peste 20 de ani §i chiar se gSsesc Tn exploatare cazane cu peste 70 de ani de functionare (cazane de fonts din perioada celui de al II-lea rSzboi mondial).

Daca au fost retinute avantajele cazanelor din elemente de fonta Tn ceeace prive§te manevrabilitatea lor u§oarS datoritS montarii elementelor pe locul de amplasare al cazanului §i rezistenta mare la coroziune, trebuie sa se mentioneze §i neajunsurile acestor cazane.

Prima deficients este aceea cS fonta este foarte sensibilS la variatii de temperaturS care due la o neuniformitate de temperature Tn lungul unui element. Se §tie ca o neuniformitate termicS Tntr-un sistem rigid (cum este cazanul) produce tensiuni interne; cum fonta are o foarte slabS rezistentS la Tntindere (cu toate ca la compresiune rezistS foarte bine), elementele de fonts se pot sparge relativ u§or. Cazul cel mai des de avarie Tntalnit Tn exploatare este acela Tn care se face o completare a apei din instalatie

323


prin returul cazanului. Apa rece de completare, intrata pe la baza elementului plin cu apa calda duce la variatii atat de mari de dilatare meat elementele se crapa.

A doua deficienta este aceia ca fonta este foarte sensibila la tensiuni internedatorita montajului (§i chiar lovirilor). Astfel, o strangere neuniforma a niplurilor sau a tirantilor de asmblare a elementelor poate fi cauza spargerii elementelor de fonta.

Cu aceasta analiza se poate face o alegere judicioasa a cazanului, urmarind urmatoarele aspecte:

- daca accesul in centrala este pe o u§a de dimensiuni mici se alege cazan defonta deoarece se monteaza element cu element;

- daca se utilizeaza combustibil lichid cu continut mare de sulf se alege cazandin fonta deoarece este rezistent la coroziune;

- daca este pericol ca instalatia sa fie gre§it exploatata, ceeace ar pune Inpericol cazanul de fonta, fragil, se alege cazan de otel;

- daca montajul nu se face de catre un specialist autorizat Tn montaje decazane din fonta, mai bine se alege un cazan de otel care nu poate fiavariat la montaj;

- daca un cazan de fonta depa§e§te dublul costului cazanului de otel, se alegecazan de otel cu toate ca durata lui de exploatare va fi de doua ori maimica decat a cazanului de fonta.

CAZANE DIN ELEM ENTS DIN TEAVA DE OTEL

Aceste cazane sunt executate sub forma de cadre dreptunghiulare din tevi netede, sudate Tntre ele prin intermediul unor platbande obtinandu-se cazane monobloc, cu focare tip camera, cu 1 pana la 5 drumuri convective.

Au sarcini termice cuprinse Tntre 60 §i 2000 kW §i randamente economice de 89 - 93 % functie de costurile de realizare, sarcina termica §i combustibilul utilizat (nota : randament economic 70 - 80 % pentru functionarea cu combustibili solizi).

In figura 10.18 este prezentata o solutie constructiva cu focar cu Tntoarcere libera §i un drum convectiv. Sunt cazane cu focar camera larga §i pot functiona atat Tn suprapresiune cat §i Tn depresiune, cu combustibil gazos sau lichid. Produc apa calda sau apa fierbinte.

Elementele tip ale cazanului sunt executate din tevi trase ji netede din otel, Tmbinate Tntre ele prin sudura, sub forma a doua cadre dreptunghiulare, unui corespunzator focarului, celalalt corespunzator sistemului convectiv. Elementele tip, prezentate Tn figura 10.19, sunt asamblate Tntre ele prin sudura, prin intermediul unor platbande metalice, alcatuindu-se astfel un cazan bloc, cu focar camera fara strapungere §i un drum convectiv. Fiecare element este legat prin §tuturi la distribuitorul §i colectorul de apa al cazanului.

324


3 1 4 ' ' 71. Element curent; 2. Element mchidere fata; 3. Element Tnchidere spate; 4. Arzator; 5. Vizor;

6. Platbande de etan§are intre elemente; 7. Distributor; 8. Colector; 9. Teaca pentru termostate; 10. Promotori de turbulenta; 11. Racorduri intrare/ie§ire apa calda Tncalzire; 12. Racord de evacuare

gaze de ardere la co§; 13. Izolatie termica fi carcasa exterioara; 14. E§afodaj de sustinere.

Fig. 10.18. Cazan din elemente cu un drum convectiv.

1. tevi netede din otel; 2. teava orizontala de legatura ; 3. focar;4. sistemul convectiv; 5. platbande de legatura Tntre elemente.

Fig. 10.19. Element tip (a), element mchidere fata (b) §i element tnchidere spate (c)

325


In drumul convectiv a] cazanului se realizeaza intensificarea transferului de caldura, acolo unde gazele de ardere Tntalnesc un pachet de turbulizatori, cu constructie specifica (vezi capitolul 8.4. — calculul sistemelor convective), executati din tabla de otel Tn zig-zag.

Trecerea gazelor de ardere din focar Tn drumul convectiv se face prin partea din fata a cazanului. A ic i este prevazuta o usa de Tnchidere racita $i o zona de prindere a arzatorului captujita cu izolatie termica, din fibra ceramica, rezistenta la temperaturi ridicate.

Functionarea cazanului poate fi Tnteleasa urmarind cele doua circuite ale agentilor termici: circuitul gazelor de ardere §i circuitul apei.

Gazele de ardere formate Tn focar parcurg lungimea cazanului §i ajung Tn partea din spate. Datorita tirajului sunt obligate sa se Tntoarca Tn directie inversa. sa parcurga din nou lungimea cazanului, ajungand astfel Tn partea din fata unde elementul de Tnchidere fata le obliga sa intre Tn drumul convectiv. Gazele de ardere parcurg din nou lungimea cazanului, apoi sunt colectate Tn cutia de colectare §i evacuate prin racordul la co$.

Apa rece din returul instalatiei de Tncalzire, intra prin distribuitorul cazanului Tn toate elementele §i pe masura ce parcurge tevile se Tncalze§te. Apa calda este colectata la partea superioara a cazanului §i trimisa la consumatori.

Cazanul este izolat termic cu vata minerala §i protejat la exterior cu tabla subtire. Se obtine astfel un cazan monobloc pentru care, modificand dimensiunile de gabarit ale elementelor, diametrul tevilor §i numarul de elemente se pot obtine diverse variante de sarcini termice, dupa necesitati.

De§i consumul de material §i de manopera pentru executia acestor tipuri de cazane este mare, se impune avantajul de a se putea introduce pe elemente, prin spatii Tnguste ?i de a se monta la locul de functionare.

In figura 10.20 este prezentata o solutie constructiva de cazan din cadre din teava de otel cu focar strapuns §i doua drumuri convective. Fiecare element este legat de colectorul fi distribuitorul cazanului prin §tuturi.

Solutia constructiva a acestui tip de cazan este asemanatoare cu cea prezentata Tn figura 10.18 cu deosebirea ca focarul este cu strapungere Tn partea superioara spate unde se realizeaza §i trecerea Tn primul drum convectiv. Dupa cum se poate observa Tn figura 10.20, gazele de ardere, dupa ce parcurg primul drum convectiv (Q ), au posibilitatea sa Tntoarca §i sa treaca Tn al doilea drum convectiv (Cu) prin spatiul lasat liber Tntre elementele fata. In continuare parcurg din nou lungimea cazanului §i sunt evacuate la co§.

Aceste cazane functioneaza cu gaze naturale sau cu combustibil lichid, dar pot functiona si cu lemne, brichete sau carbune superior. In acest caz, Tn locul arzatorului, se monteaza o u$a pentru Tncarcarea focarului cu combustibil solid. Deasupra tevilor inferioare ale elementelor (care nu se mai unesc Tntre ele prin platbande) se monteaza un gratar fix, cu sau fara §amotarea periferica a fundului de focar §i a unei portiuni din peretii laterali. In unele cazuri, chiar tevile inferioare ale cadrelor reprezinta gratarul

326


plan al cazanului. L a partea inferioara se introduc cutiile de colectare a cenufii (cenu§arul cazanului).

8 9 6 10 11

1. Element eurent; 2. Element tnchidere fata; 3. Element inchidere spate; 4. Arzator; 5. Vizor;6. Platbande de etan§are intre elemente; 7. Distribuitor; 8. Colector; 9. Teaca pentru termostate;

10. Promotori de turbulenta; 11. Racorduri intrare/ie§ire apa calda de incalzire; 12. Racord de evacuare gaze de ardere la co§; 13. Izolatie termica §i carcasa exterioara; 14. Ejafodaj de sustinere.

Fig 10.20. Cazan acvatubular din elemente din teava de otel, cu doua drumuriconvective

Cazanul este izolat termic cu vata minerala fi protejat la exterior cu tabla subtire. Se obtine astfel un cazan monobloc pentru care, modificand dimensiunile de gabarit ale elementelor, diametrul tevilor §i numarul de elemente, se pot obtine diverse variante de sarcini termice, dupa necesitati.

De§i consumul de material §i de manopera pentru executia acestor tipuri de cazane este mare, se impune avantajul de a se putea introduce pe elemente, prin spatiile Inguste §i de a se monta direct la locul de functionare.

327


11. C A Z A N E P E N T R U C O M B U S T IB IL B IO G E N IC

Cu toate ca cifrele sunt foarte diferite de la o sursa la alta, se poate aprecia ca in medie cantitatea de dejeuri lemnoase existenta in stocuri, care se constituite ca deseuri nedestinate valorifiearii, se ridica in tara noastra la ordinul sutelor de mii de tone. Provenienta acestor dejeuri este diversa; cele mai importante surse de masa lemnoasa fiind:

• rumegu§, tala§ §i praf de lemn de la instalatii industriale de prelucrare a lemnului;• crengi, coji de copac, copaci nevalorificati din exploatarile forestiere.

Tot asimilat deseuri lor lemnoase sunt alte materiale celulozice, cu caracteristici similare cu ale lemnului:• joarde de vita de vie, rezultate din tunderea viilor;• paie de cereale, nuruieni din curatarea rigolelor, etc.

Masa lemnoasa are o putere calorica ridicata §i folosirea ei drept combustibil este foarte avantajoasa. Astfel, un rumegus uscat, cu umiditatea W = 4% §i compozitia elementar gravimetrica C = 47,61% ; H = 5,76% ; O - 42,28% ; N = 0,19% ; A =1,15% , are puterea calorica Hi = 4283 kcal/kg. Sugestiv, 2,2 kg de astfel de de§eu echivaleaza energetic cu 1 kg de combustibil lichid.

E x ists posibi 1 itatea, in special pentru rumegu§, de a-1 arde direct in focare special destinate unui astfel de combustibil. Cum se va arata insa, masa in vrac este foarte mica pentru de§eul brut §i transportul §i chiar arderea lui sunt dificile.

Pentru a aduce de§eurile la o forma valorificabila superior energetic esteindicata o prelucrare mecanica prin brichetare sau peletizare. Rumegu§ul se poate prelucra mecanic daca umiditatea materialului nu depa§e§te anumite limite, de ordinul 12 % pentru peletizare §i 18 % pentru brichetare. L a umiditati mai mari se ata§aza sistemului de prelucrare mecanica un uscator, cu tambur rotitor sau cu strat fluidizat.

Deseurile lemnoase cu dimensiuni mai mari, crengi, paie, joarde etc. pot fi tocate mecanic in ma§ini rotative de dejichetat care, cu un consum foarte mic de energie exterioara de aport fata de valoarea energetica produsa, le aduce la dimensiunea necesara prelucrarii finale.

Brichetarea lucreaza pe principiul presei prin impingere cu piston, cu actionare cu biela manivela §i volant cu masa mare sau cu actionare hidraulica. Materialul lemnos, de cele mai multe ori cu adaos de liant. este adus in presa cu un melc transportor §i se precomprima intr-un sistem conic. In aceasta faza materialul poate fi incalzit sau racit, functie de reteta tehnologica.

Peletizarea este o presare a materialului, fara liant, la dimensiuni mult mai mici §i cu densitate mai mare. Tehnologia peletizSrii initial s-a dezvoltat in industria nutreturilor animale, apoi s-a extins la tehnologia de prelucrare a de§eurilor.

328


Prin peletizare se obtin urmatoarele avantaje, fata de rumegu§ul brut:■ mic§orarea spatiului de depozitare de cca. 10 ori;■ imbunatatirea conditiilor de curgere a materialului si a posibilitatii de dozare;* eliminarea formarii de bolti (blocaje de curgere) in silozuri sau instalatii de transport;■ marirea densitatii energetice volumice [ kcal/nr ] de masa solida combustibila;’ scaderea umiditatii;• rezistenta la factorii de mediu.

11.1 C A Z A N E C U A R Z A T O A R E P E N T R U P E L E T I S A U R U M E G U S

Rum egujul poate fi ars pe gratare fixe, plane sau inclinate, pentru cazane de putere m ica-m ijlocie, sau pe gratare inclinate cu impingere directa, pentru cazane industriale. Datorita dozarii corecte a aerului §i realizarea unui focar cald prin §amotarea peretilor, se poate arde §i rumegu§ cu umiditate ridicata. Singura problema sensibila este introducerea corecta a aerului secundar pentru arderea volatilelor deasupra stratului. Continutul de volatile a masei lemnoase este de ordinul 50-70% , ceeace im plica de obicei o proportie mai mare de aer secundar decat aer primar.

Cu toate ca gratarele inclinate cu impingere directa sau cele cu lant au cele mai bune performance, se utilizeaza pe scara larga §i gratare plane deoarece au costuri cu mult mai scazute.

Pentru cazane mici, din domeniul cazanelor de incalzire, arderea rumegu§ului se face pe palnii Stocker (vezi capitolul 7) sau in pat semifluidizat. Instalatia de ardere in strat sem ifluidizat a rumegufului, cu o intensitate mare de ardere, cu insuflarea aerului cu viteza mare §i fara a ajunge la arderea in strat fluidizat, poarta deumirea de ardere in statcit semifluidizat (vezi capitolul 7).

Sub denumirea generica de rumegufj se intelege maruntul de lemn rezultat din taiere (rumegu?), maruntul rezultat din a§chiere (tala§) ?i resturile mici (sub 20mm) rezultate din prelucrari. In cercetarile de ardere a rumegu§ului pe strat fix s-a stabilit ca este posibila realizarea unor incarcari termice ale stratului de ordinul 40-50 kg/m'/h §i se poate functiona cu aprinderea superioara a stratului.

Instalatia de ardere poate fi montata, de exemplu, in focarul unui cazan din elemente .

In figura 11.1 este prezentata o solutie constructiva de gratar cu impingere directa racordat la un focar tip camera din pereti membrana (perete din tevi cu apa legate intre ele prin platbande cu sudura continua) urmat de un convectiv ignitubular cu trei drumuri de gaze.

Gratarul cu impingere directa este o solutie potrivita pentru arderea rumegusului brut sau peletizat deoarece asigura inaintarea controlata §i fortata a combustibilului impreuna cu o rascolire medie. Rascolirea este necesara pentru a evita eventualele zgurificari cu includere de combustibil §i pentru a asigura o patrundere completa §i uniforma a aerului de ardere in stratul de combustibil. Singura problema poate fi generata de intrarea maruntului (a prafului de lemn sau a rumegusului fin) in spatiile de introducere a aerului.

329


Temperatura minima in focar trebuie sa fie de 650 °C , in conditii de alimentare cu aer primar cu un debit de 40 % §i aer secundar 60 % . Temperatura optima la capatul focarului trebuie sa fie in general 750-850 °C pentru a obtine o ardere completa a volatilelor in volumul focarului deasupra stratului. Inaltimea flacarii de volatile este intre 500 - 2500 mm, functie de suprafata de focar §i sarcina termica totala. C a un exemplu de functionare se prezinta o analiza a gazelor de ardere caracteristica pentru aceasta solutie de gratar: 0 2 = 13,5% ; C O = 1141 ppm ; N O x = 69 ppm ; C 0 2 = 7,8% ; exces de aer a = 2,8.

8

l.vagonet de colectare cenu§a; 2.descarcare cenu§a de sub gratar; 3.motor de antrenare;4.alimentare cu aer secundar; 5.alimentare cu aer primar; 6.ventilator aer primar;

7.gratar cu impingere directa; 8.§nec cu protectie la retur de ardere;9.focar cu pereti membrana; lO.premcalzitor de aer; 1 l.camera de Intoarcere gaze de ardere;

12.drumuri convective ignitubulare; 13.suflatoare de funingine cu aer comprimat

Figura 11.1 Cazan cu focar perete membrana $i convectiv ignitubularprevazut cu arzator de rumegu? brut sau peleti cu impingere directa

Aerul primar este introdus cu un ventilator sub gratar unde este distribuit in strat prin fantele elementelor de gratar ce formeaza suprafata de ardere. Aerul primar vine de la un preincalzitor de aer cu rol energetic de recuperare de caldura §i rol functional de asigurare a unei stabilitati de ardere sporite. L a functionarea cu aer preincalzit, umiditatea maxima admisibila a combustibilului create, atingand valori de 25 - 30 % (rumegu? din exploatare forestiera dupa uscare in §opron cca. 3 luni sau

330


amestec in proportii egale a rumegu$ului proaspat cu rumegu§ uscat la 10 % umiditate). Preincalzitorul de aer reprezinta cel de-al treilea drum convectiv al gazelor de ardere, inainte de evacuarea la co§ a acestora.

Aerul secundar este introdus in zona de ardere §amotata de deasupra gratarului, inainte de intrarea gazelor de ardere in zona de focar racit. Aerul secundar nu trebuie preincalzit deoarece arderea volatilelor are loc intr-o incinta §amotata cu peretii la temperaturi de aprindere a amestecurilor combustibile din volatile §i cu sursa de caldura importanta reprezentata de stratul de carbon fix in proces de ardere ce se afla pe gratar.

Deoarece in arderea maruntului de lemn se produc antrenari de cenu§a (cenu§a volanta) care se pot depune pe suprafata tevilor convective, un sistem eficient de curatire este cel cu suflatoare de funingine. Suflatoarele de funingine sunt duze cuplate la un sistem de alimentare cu aer comprimat care prin descarcari de aer comprimat din timp in timp “spulbera” cenuja acumulata in tevi.

Cenu§ile rezultate in urma procesului de ardere, atat cele cazute sub gratar cat $i cele separate din gazele de ardere, sunt descarcate din zonele de colectare intr-un recipient de colectare §i eliminare (de tip vagonet) prin intermediul unor sisteme automate de transport de tip §nec sau banda. Sistemele pot fi prevazute cu garda hidraulica, caz in care cenu§a ajunge la vagonetul de colectare sub forma de namol.

Sistemul de alimentare cu combustibil, de tip §nec dozator, este prevazut obligatoriu cu un sistem antiincendiu care sa previna deplasarea in amonte a frontului de flacara catre zona de stocare a combustibilului. Sistemul poate fi reprezentat de o rupere de continuitate in alimentare (sistem cu doua §necuri §i/sau cu cadere libera) sau, cel mai des, este reprezentat de un element de detectie a deplasarii amonte a frontului de ardere care declan§eaza (doar in situatia de detectie) un sistem de stropire cu apa a combustibilului din §nec.

In figura 11.2 este prezentata o solutie constructiva alternativa de sistem de ardere, denumita gratar cu lant iar in figura 11.3 o solutie constructiva de gratar fix plan.

aer secundar aer primar gratar lant

Figura 11.2. Gratar lant pentru arderea combustibilului de tip rumegu§

331


Figura 11.3. Gratar fix plan pentru arderea combustibilului de tip rumeguj

In figura 11.4 este prezentat un sistem de ardere combinat de gratar Stocker (palnie cu alimentare inferioara) cu gratar fix plan pentru zona de post-ardere. Sistemul combina siguranta fu n ctio n a l data de gratarele Stocker §i capacitatea acestora de a-§i mentine parametrii de ardere la variatii de sarcina cu simplitatea constructiva §i siguranta operational a gratarului fix cu rol de zona de post-ardere §i colectare cenu§i.

Figura 11.4. Gratar Stocker cuplat cu gratar fix plan pentru arderea rumegu§ului

La puteri m ici, sistemul de ardere Stocker este Tn general cuplat cu un cazan de apa calda cu focar samotat. Arderea se face pe suprafata gramezii de rum eguj, cu aer primar insuflat la baza gramezii §i aer secundar insuflat Tn focar Tn zona de ardere a volatilelor. In fig. 11.5. se prezint& un tip de cazan cu gr&tar Stocker .

332


1. Corp cazan2. Focar3. Tevi de fum4. Intensificatori te rm ic i5. Teava zincata6. Placa tubulara superioara7. Placa tubulara inferioara8. Cutie colectare gaze de ardere

9. Racord la cos10. Capac curatire11. Racord intrare apa12. Racord iesire apa13. Racord intrare apa rece14. Racord iesire apa calda menajera15. Placa mchidere superioara16.Material refractar

17. Gratar fonta18. Transportor elicoidal combustibil19. Distributie aer primar20. Distributie aer secundar21. Racord snec si aer primar 22. Racord aer secundar

23. Vizor24. Usa 25. Izolatie termica

Fig. 11.5. Gratar Stocker pentru rumeguj atajat la un cazan de apa calda ignitubular vertical

333


Fotografie cazan Tevi convective cu intensificatori de convectie

Albia Stocker dupa functionare Albia Stocker alimentata

Instalatia se compune dintr-un focar amplasat Tntr-un corp de cazan cu tevi convective. Gratarul este de tip Stocker cu introducerea combustibilului pe dedesubt. Un venilator de aer insufla aerul de ardere prin orificiile din peretii conici ai gratarului. Introducerea aerului secundar de ardere se face prin tevi amplasate deasupra stratului. Debitul de aer de ardere §i proportia de aer primar/secundar pot fi reglate independent. Peletii sau manuntul de de§euri lemnoase sunt stocate intr-un buncar. Combustibilul este apoi preluat de un transportor melc §i introdus sub strat. Debitul de combustibil se poate regia prin modificarea turatiei melcului de alimentare la alimentarea continue, sau prin modificarea duratelor secventelor de pornire §i oprire ale melcului de alimentare la alimentarea secventiala. D in focar gazele de ardere tree Tn tevile convective ale cazanului. Tevile convective sunt prevazute cu elemente de intensificare a transferului de caldura care determina crefterea vitezei de curgere a gazelor de ardere. Elementele sunt de fapt nifte cilindrii metalici m chifi care asigura scaderea sectiunii de curgere la nivelul unei coroane circulare calculata Tn a§a fel Tncat viteza gazelor de ardere sa fie Tn domeniul 6 - 8 m/s. Imbunatatirea transferului de caldura se datoreaza §i radiatiei solid -so lid dintre cilindrii obturatori ce se Tncalzesc de la gazele de ardere §i peretii raciti ai tevilor convective. L a ie§ire este amplasat un colector de gaze de ardere care se termina cu un racord la co§.

334


Un alt sistem de focar tip Stocker este cel cu alimentarea combustibilului prin cadere de sus pe conul de ardere sau cu alimentare laterals cu §nec de Tmpingere. In figura 11.6. se prezinta un astfel de focar cu alimentare superioara §i o aplicatie a variantei cu alimentare laterala la un cazan ignitubular cu dezvoltare pe verticals.

l.cenu$ar; 2.sistem de curatire §i turbulizatori; 3.perete focar racit; 4,camera de ardere; 5.izolatie;

6.alimentare cu peleti; 7.gratar cu scuturare

Fig. 11.6. Arzator Stocker cu alimentare superioara sau laterala

Solutiile de cazane m ici cu rumegu?, tala§ sau peleti din rumegu§, cu ardere pe grStare de tip Stocker cu alimentare inferioara, sunt uzuale pentru debite calorice de panS la 150.000 kcal/h, respectiv 35 kg/h peleti.

IncSrcarea cu combustibil a gratarului variaza intre 50 §i 200 kg/(h-m2), TncSrcarea termica a gratarului Tntre 250.000 §i 950.000 kcal/(h-m2) iar TncSrcarea termica a focarului este cuprinsS Tntre 100.000 §i 450.000 kcal/Ch-m3).

D in compararea rezultatelor focarelor pentru peleti cu focarele pentru rumegu§ rezultS un avantaj net pentru ardera peletilor:• sistem de transport §i depozitare mult mai simplu §i mai redus volumic;• combustibil curat, fara praf, cu putere calorica mare pe unitatea de volum Tn vrac;• alimentare fSrS discontinuitate;• suprafete necesare mai mici pentru grStar;• volume mai mici pentru focar;• exces de aer Tn procesul de ardere mult mai mic;• emisii foarte reduse de C O §i practic fara emisii de COV.

Concluzia generals este ca peletizarea de^eurilor lemnoase este solutia moderna §i ecologicS de ardere a de^eurilor lemnoase. Cazanele pentru arderea

335


peletilor sunt caracterizate printr-o automatizare a alimentarii functie de sarcina cazanului, astfel functionarea este in regim continuu. In fig. 11.7. se prezinta o solutie de cazan de putere mic& cu arderea peletilor cu arzator frontal iar in fig. 11.8 se prezinta un cazan de debit mediu cu arderea peletilor pe un gratar inclinat.

Fig. 11.7. Cazan de putere mica cu arderea peletilor cu arzator frontal.

Fig. 11.8. Cazan de debit mediu cu arderea peletilor pe un gratar inclinat

O tehnica moderna fi eficienta de ardere a rumegufului este cea care utilizeaza focare turbionare. arderea rumegufului sau a peletilor de dimensiuni mici are loc in strat semifluidizat. Prin strat se introduce un debit mare de aer, peste 50% din aerul total, astfel ca particulele fine de combustibil incep sa pluteasca deasupra stratului. Aceste particule fine sunt fie din granulatia initiala a combustibilului (rumeguf) , fie din particule mai mari care au ars in stratul fix fi fi-au redus dimensiunile (tala? sau peleti).

Pentru rumeguful ars in suspensie focarele turbionare fi focarele ciclon reprezinta sisteme de ardere intensiva. L a puteri de pana la 10 M W sunt uzuale focarele turbionare iar peste 10 M W sunt uzuale focarele ciclon.

Diferenta dintre focarul turbionar fi focarul ciclon nu este foarte neta. Regim urile gazodinamice fi procesele de ardere sunt similare la cele doua tipuri de focar; se considera ca focarele turbionare sunt caracterizate prin viteze tangentiale de

336


introducere a aerului cu rumegu? tn suspensie de sub 20 m/s iar focarele ciclon au viteze mult mai mari, de ordinul 20 - 50 m/s.

Diferentele mai importante dintre cele doua tipuri de focare apartn tncarcarea termica volum ica a focarului, care create cu cat vitexa de curgere este mai mare, §i tn procesul de separare centrifugala a cenu§ii volante in focar, care de asemenea este cu atat mai pronuntata cu cat viteza tangentiala este mai mare.

Focarul turbionar asigura arderea rumegu§ului tn suspensie, tntr-o camera cvasi adiabata, unde, datorita starii de suspensie §i turbulentei ridicate, particula are o viteza relativa mare fata de aerul de combustie. Turbulenta foarte mare a mediului §i temperatura tnalta due la o ardere cu viteza mare §i praetic completa, cu exces m ic de aer §i emisii mici de noxe.

In fig. 11.9. se prezinta o schema a unei instalatii de focar turbionar de putere mica, 50 - 500 kW . Focarul turbionar se cupleaza la un cazan cu focar camera, focarul camera al cazanului avand numai rolul de postardere si de transfer de caldura prin radiatie.

1. Corp c ilindric ;4. M elc de alimentare 7. Clapeta de reglaj aer primar; 10. Clapeta aer secundar;13. Jet de gaze de ardere;

2. PlacS de baz&;5.Strat ascendent sem ifluidizat 8. Cama§ct de r&cire;11. Jet de aer secundar;14. Capac antefocar;

3. Placa debaza gaurita 6. Jet de aer primar;9. Jet de aer secundar 12. Canal de gaze;15. $arniere

Fig. 11.9. Camera de ardere turbionara pentru arderea rumegufului de lemn

Aerul de ardere este furnizat de un ventialtor centrifugal §i care nu se opre§te, inidiferent de com enzile sistemului de alimentare cu combustibil. Aerul intra tntr-un

337


sistem de distribute cu doua clapete. Clapeta plasata in partea superioara trimite aerul turbionat in camera de ardere, fiind aer secundar de ardere. Clapeta plasata in partea inferioara trimite o parte din aer in cam aja exterioara a camerei de ardere. avand ca prim efect racirea mantalei camerei de ardere iar in continuare, acest aer intra sub placa de tabla de otel inferioara a camerei de ardere §i prin gaurile din aceasta placa patrunde ca aer primar in stratul de rumegUg alimentat de mele in antefocar. Aerul insuflat cu viteza mare prin gaurile inferioare de aer, asigura suspendarea aerodinamica a rumegusului.

Gaurile de patrundere ale aerului primar fiind numai pe prima jumatate din placa de baza, cea dinspre alimentare, cealalta jumatate din placa va capata rolul de colectare a resturilor de rumegu§ intr-un proces de postardere §i a cenugii separate in antefocar.

Com bustibilul, in contact cu mediul de temperatura foarte ridicata din camera de ardere, se aprinde §i arde in suspensie. Aerul secundar se introduce turbionat printr- o fanta situata in jumatatea superioara din inaltimea camerei de ardere, pe partea diametral opusa fantei de evacuare.

In camera de ardere a rumegusului arderea se desfa§oara in strat suspendat turbionar, ceeace permite o incarcare termica mare a camerei de ardere. Cifrele carcateristice, verificate experimental, sunt urmatoarele;

■ incarcare termica volumetrica qv = 4 0 0 - 5 0 0 kW/m3■ incarcare termica a sectiunii qs = 3 0 0 -4 0 0 k W / n r

L a ie§ire din canalul de legatura cu cazanul se obtine practic temperatura teoretica de ardere deoarece antefocarul este cvasi-adiabat.

11.2. A R D E R E A L E M N U L U I PE G R A T A R E

A ja cum s-a prezentat in capitolul 7.11, arderea lemnului (sub forma de bucati) pe gratare fixe se poate face direct sau cu gazeificare. In cadrul capitolului au fost prezentate §i discutate caracteristicile constructive §i functionale ale celor doua sisteme de ardere.

Arderea lemnului pe gratare fixe nu difera de solutia arderii maruntului lemnos pe gratare fixe, a§a cum este prezentata in figura 11.3 §i de aceea nu se mai prezinta din nou in cadrul acestui subcapitol. Mai mult, daca sistemul de alimentare este conceput pentru aceasta, se poate realiza alimentarea continua (sau manuala de tip semipermanent) cu combustibil lemnos bucati a gratarelor inclinate, cu sau fara impingere, cum este cel prezentat in figura 11.1. sau a gratarelor cu lant ca cel prezentat in figura 11.2.

L a arderea inversa, solutiile constructive respecta schema functionala prezentata in capitolul 7.11. iar in figura 11.10 este prezentata o solutie constructiva de cazan cu ardere inversa cu §amotare puternica atat a zonei de trecere din zona de gazeificare in zona de ardere cat si a zonei de ardere.

Gazele de ardere incompleta impreuna cu gazele de termoliza rezultate din stratul de combustibil, ard in camera de sub gratar unde primesc aer secundar fie printr-un sistem de gauri special prevazute in fanta de trecere, fie din excesul de aer ce

338


strabate stratul. Stabilizarea arderii se face pe suprafete fierbinti. In figura 11.11 se prezinta doua fotografii ale flacarilor ce se formeaza in camera de ardere la cazanele cu gazeificare.

S iste m de autom atizare

D ispo zitiv de curatire a suprafetelor de transfer termic

Cam erd de Tncarcare

Ventilator

Cam era de ardere

Izo ia jie term ica

Fig. 11.10 Cazan cu ardere inversa cu samotare puternica

Fig. 11.11 Flacara de combustibil gazos din gazeificarea stratului de lemne

In figura 11.12 se prezinta o solutie constructiva de cazan cu ardere inversa §i introducere periferica a aerului de ardere la nivelul stratului de combustibil. Avantajul solutiei tl constituie pe de o parte pierderea de sarcina mai redusa la strabaterea stratului (fata de solutia cu alimentare cu aer la nivelul superior al ?arjei de lemne) §i eliminarea variatiei de cadere de presiune la consumarea ?arjei (grosimea de strat strabatut este constanta, indiferent de Tnaltimea de jarja).

339


Scaderea caderii de presiune totale duce la posibilitatea alegerii unui ventilator mai putin pretentios pentru exhaustarea gazelor de ardere (§i aspiratia de aer de ardere) iar eliminarea variatiei de cadere de presiune pe timpul de §arja (la consumarea acesteia) duce la posibilitatea mentinerii constante a excesului de aer fara a fi necesare reglaje pe parcursul $arjei.

Figura 11.12 Solutie constructiva de cazan cu ardere in versa §i introducere periferica a aerului de ardere la baza stratului de combustibil

Sistem convectiv de preparare apa calda

Serpentina de racire fortata a cazanului in

situatii de supraincal/ire

Introducere periferica de aer la baza $arjei de combustibil

roducere de aer la trecerea din camera de gazeificare in camera de ardere

Piesa samotata de stabilizare a

340


11.3. C O M P A R A T IE IN T R E A R D E R E A D IR E C T A A L E M N U L U I

SI A R D E R E A C U G A Z E IF IC A R E

C a principiu general, la arderea directa tn stmt, aerul primar de ardere produce un debit de gaze de ardere ce strabate stratul §i duce la aparitia diverselor faze de ardere (ardere reziduu carbonos, devolatilizare §i Tncalzire cu uscare) in toata masa de combustibil ce formeaza o $arja de alimentare. Rezulta la partea superioara a stratului un debit de gaze de ardere incompleta Tn amestec cu substante volatile combustibile §i umiditate. Acest debit de gaze combustibile, rezultat practic din intreaga grosime a stratului, prime§te aerul secundar de ardere §i genereaza gaze de ardere completa. Concluzia este ca Tn regimul normal de lucru al gratarului apare fenomenul de “ambalare" a stratului, adica aparitia unei sarcini termice care depa§e?te sarcina termica proiectata a cazanului. Rezultatul este depa§irea temperaturii maxime a apei din cazan chiar §i Tn conditiile unor sisteme mecanice de introducere a aerului de ardere si aparitia riscului de avarie de supratemperatura. Pentru a evita acest fenomen trebuie redusa grosimea stratului de combustibil, ceeace duce la §arje cu timp scurt de acoperire a necesarului termic.

In cazul arderii inverse, denumita §i ardere cu gazeificare, datorita propagarii frontului de flacara in contracurent cu aerul de ardere (primar), fenomenul de aprindere necontrolata a stratului nu mai apare, ceeace permite realizarea unor rezerve semnificative de combustibil printr-o grosime foarte mare de strat. Astfel se realizeaza autonomii de functionare cu o Tncarcatura (?arja) de pana la 12 ore de functionare normala (50 % din sarcina nominala).

In contact cu o zona stabila de ardere, lemnele de deasupra gratarului se aprind §i sufera un proces de gazeificare. In prezenta unei cantitati suficiente de aer pentru ardere completa, care antreneaza sub gratar produsele de gazeificare, acestea ard Tntr-o camera de ardere.

A ic i este de mentionat diferenta de proces fata de arderea directa a stratului. La arderea directa, stratul de combustibil Tn ardere se dezvolta pe verticals oricat de mult, Tn limita aerului disponibil, §i Tntotdeauna, datorita reactivitatii mari a carbonului la temperaturi ridicate, arderea este incompleta. De aceea este totdeauna necesar ca la arderea directa sa se insufle deasupra stratului aer secundar, aproximativ cu acela§i debit ca §i aerul primar, pentru a da oxigenul necesar arderii volatilelor §i gazelor de gazeificare a cocsului. L a arderea inversa, stratul de cocs este numai pe periferia buncatilor de lemn, la portiunea inferioara a stratului, §i nu se dezvolta Tn susul stratului deoarece curentul de aer de ardere vine de sus Tn jos mentinand rece combustibilul. Acest fenomen de aprindere, numai prin conductie §i radiatie locala, s-a pus Tn evidenta Tn cadrul experimentarilor efectuate Tn cadrul Laboratorului de Termotehnica (Tn cadrul com unicarii sustinute la simpozionul de termotehnica §i transfer de caldura de la Craiova din mai 2005 autorii prezinta pe larg rezultatele cercetarilor experimentale legate de tehnica de aprindere §i ardere Tn sistem invers) §i diferentiaza fundamental arderea inversa de arderea directa unde aprinderea se face mai ales convectiv, prin gazele fierbinti produse de straturile inferioare.

341


Datorita acestor particularitati functionale, cazanele cu combustibil solid cu ardere inversa au distributia aer primar / aer secundar in domeniul 100% / 0% - 60% / 40% spre deosebire de sistemele cu ardere directa care au acela§i raport variind in domeniul 50% / 50% - 40% / 60% .

D in punct de vedere functional, la arderea cu gazeificare, deoarece prin caracteristicile particulare ale sistemului oprirea procesului de ardere este aproape competa la oprire insuflarii de aer, spre deosebire de arderea directa in strat unde oprirea insuflarii de aer nu duce §i la oprirea degajarilor de volatile din strat, rezulta posibilitatea unui control §i a unei asigurari a cazanelor mult mai stricte §i eficiente.

Datorita sistemului specific de aprindere §i stabilizare a arderii in strat la arderea inversa, ce permite incarcarea cu sarjc mari, se constituie in avantaj functional continuitatea procesului de ardere, de tip proces stationar, conform exemplului din figura 11.13, in timp ce la arderea in strat obi§nuit arderea este puternic nestationara, in sistem c ic lic de §arja, conform exemplului din figura 11.14.

tem peratura (°C)

Fig. 11.13. Variatia temperaturilor la cazanul cu proces de ardere inversata a stratului

Rezulta, pentru cazanele cu ardere inversa, sisteme de reglaj §i protectie mai simple §i cu eficienta sporita, materializata prin cre§terea randamentului de sistem §i frecventa scazuta de aparitie a situatiilor de avarie de supratemperatura (cea mai frecventa la functionarea cu combustibil solid a cazanelor).

L a nivelul exploatarii curente este de remarcat in primul rand faptul ca deschiderea u$ii de alimentare nu duce la contactul cu statul de ardere, ceeace elimina posibilitatea de accidentare directa sau prin caderi de combustibil aprins din cazan.

342


Procesul din camera de deasupra stratului fiind preponderent de gazeificare, temperatura nu este Tnalta. Specifice pentru procesul de gazeificare sunt temperaturile de 600 - 900 °C. Contactul gratarului cu un combustibil cu temperatura relativ joasa §i cu aerul de ardere care are un puternic efect de racire, face ca temperatura barelor de gratar sa fie mult mai joasa decat in arderea directa, deci nu vor fi necesare materiale refractare de calitate superioara pentru a asigura durabilitatea gratarului.

Particularitatea de pornire de la rece la cazanele cu ardere inversa este data de trecerea curgerii gazelor din sistem invers cu strabaterea convectivului in sistem direct fara strabaterea camerei de ardere racite §i a convectivului. Trecerea se face printr-o sectiune de scurt-circuit cu evacuare directa la co§. Sistemul de trecere este Tn general manual fi nu ridica probleme de realizare tehnologica sau de manipulare in exploatare curenta. Prezenta acestui sistem are Tnsa avantajul asigurarii, la pomirea sistemului de la rece, a unui debit de gaze de ardere de temperatura ridicata, ceeace duce la atingerea rapida a regimului de autotiraj pentru coful de fum, element functional deosebit de avantajos atat pentru functionarea cazanului cat si pentru conditiile de siguranta a functionarii in centrala (se evita aparitia refularilor de gaze toxice sau formarea de acumulari de gaze cu potential de explozie).

Fig. 11.14 Variatia temperaturilor la cazanul cu proces de ardere directa a stratului

Perioada de ardere directa, la pornirea de la rece a sistemelor cu ardere inversa, trebuie sa fie suficient de lunga pentru a asigura Tncalzirea zonei refractare de la baza buncarului de combustibil ce contine gratarul fi formarea stratului superficial de cox reactiv la suprafata inferioara a com bustibilului de la baza stratului. Aceasta perioada este tnsa mult mai scurta decat cea necesara sistemelor de ardere directa care necesita timp atat pentru Tncalzirea zonelor §amotate cat mai ales pentru formarea unui strat de jar gros fi uniform necesar initierii arderii la Tncarcarea cu farja de combustibil proaspat. Scurtarea timpului de pornire de la rece, conjugata cu marirea timpului de

343


§arja, duce la simplitate sporita in exploatare a sistemelor cu ardere inversa, paralel cu reducerea em isiilor globale la nivelul sistemului (este cunoscut faptul ca un sistem de ardere cu combustibil solid are em isii maxi me de noxe in perioadele de pornire).

D in punct de vedere al combustibilului utilizat, la cazanele cu ardere inversa se recomanda folosirea unor lemne de sectiune medie, de circa 70 x 70 mm (se va evita sectiunea rotunda preferandu-se cele cu zone de colt unde se initiaza arderea cu u§urinta), cu lungime care sa permita relizarea unei acoperiri corecte a gratarului §i a zonei de baza jamotate §i cu umiditate maxima de 15-20 %. Conditia de umiditate este mai restrictiva decat in cazul sistemelor de ardere directa care permit uzual folosirea unor lemne cu umiditate maxima de 25 - 30 % dar nu reprezinta un impediment in folosirea sistemelor cu ardere inversa deoarece umiditatea ceruta este atinsa de combustibil prin uscare naturala pe perioada de circa 2 ani in depozit inchis.

Trebuie de asemenea remarcata diferenta constructiva ce apare la nivelul zonei de gratar. Astfel, la sistemul de ardere directa a combustibilului, se constituie in zona de gratar strict suprafata prin care se insufla aer primar de ardere, formata din bare de gratar sprijinite in diverse solutii. Rezulta necesitatea asigurarii unor sisteme complexe de distribute uniforma a aerului pe sectiuni de curgere mari, pentru a nu se realiza dezechilibre de ardere §i a se asigura debitele specifice de combustibil ars. La cazanele cu ardere inversa, datorita prezentei aerului necesar de reactie primara §i a scaldarii zonei de baza cu gaze de ardere, rezulta o functionare ca suprafata de gratar (generatoare de aprindere) a intregii zone §amotate de la baza stratului. Furnizarea de aer secundar, sau amestecarea gazelor de ardere incomplete cu aerul disponibil de tip primar, nu se realizeaza insa decat in zona de trecere dintre buncar §i camera de ardere (focar), zona caracterizata de viteze §i turbulente mari §i de sectiune redusa. Se creeaza astfel premizele unei insuflari eficiente de aer de ardere fara necesitatea asigurarii uniformitatii de curgere pe sectiuni mari. Mai mult, aerul primar ce scurt-circuiteaza anumite zone din buncar va fi folosit ca aer de ardere secundar la trecerea prin zona de legatura mai sus amintita. Rezulta deci ca sistemul de ardere inversa nu numai ca elimina com plicatiile legate de distributia de aer de ardere dar §i compenseaza constructiv scurt-circuitele de aer inerente curgerii prin stratul de combustibil cu a^ezare aleatorie ?i in continua modificare.

In tabel se ofera spre exemplificare valorile de masurari §i de calcul pentru patru cazane considerate ca fiind reprezentative, cu rezultate bune de functionare.

Referitor la sarcinile termice ale cazanelor in discutie este important de mentionat ca se utilizeaza un domeniu uzual de puteri termice nominale mai redus pentru cazanele cu ardere inversa (20 - 150 kW ) fata de cazanele cu ardere directa (20- 1500 kW ). Domeniul comparativ restrans specific solutiilor cu ardere inversa se datoreaza caracterului nepractic al unui buncar cu alimentare superioara in cazul unor cazane mari. De aceea, s-au considerat pentru comparatie ca referinte cazanele de 25 §i 105 kW pentru solutia cu ardere inversa fi cele de 170 si 650 kW pentru sistemul cu ardere directa. Alegerea nu dezavantajeaza solutiile cu ardere directa deoarece este

344


cunoscut faptul ca atat in ceeace privejte randamentele cat §i in ceeace prive^te calitatea arderii, o sarcina termica mai mare avantajeaza performantele.

In aceste conditii de comparatie se remarca in primul rand nivelurile de temperatura la co$, mai scazute la solutiile cu ardere inversa datorita functionarii de tip regim permanent. Valorile de temperatura la co§ pentru regimul maxim al cazanelor cu ardere directa sunt ceva mai ridicate deoarece proiectarea se face pentru o valoare medie de §arja ce este depa§ita in perioadele de ardere foarte intensa a volatilelor din strat. Largirea domeniului de functionare cu perioadele de “acalmie” de la capetele §arjelor ar duce la “declasarea” cazanului ca sarcina termica, ceeace nu este acceptabil pentru beneficiari.

U n alt parametru important atat pentru performantele termice cat §i pentru cele de ardere este excesul de aer. Daca la cazanele cu ardere directa este necesara mentinerea unui nivel de oxigen in gazele de ardere de circa 10 - 14 % in vederea mentinerii unei concentratii de C O la un nivel corect de circa 5000 ppm la 10% 0 2 , pentru cazanele cu ardere inversa este suficienta o concentratie de oxigen in gazele de ardere de numai 4 - 8 %. Aceste concentratii de oxigen se exprima prinexcese de aer cuprinse intre 2 §i 2,5 la cazanele cu ardere directa spre deosebire de cazanele cu ardere inversa care necesita excese de aer de doar 1,25 - 1,65.

Tabel - Functionarea unor cazane performante cu ardere directa §i inversa

REGIMUL Ardereinversa

Ardereinversa

Arderedirecta

Ardere di recta

Sarcina nominala 25 kW 105 kW 170 kW 650 kW

DATE M ASURATE notatie U.m,Temp, gazelor la cos Tcos C 203,0 131,0 215,5 286,4Analiza qazelor la cos 02 % 7,9 4,2 12,4 10,4Analiza gazelor la cos CO 2 % 12,7 16,3 8,3 10,2Analiza gazelor la cos CO ppm 7167 7071 3631 5153Analiza gazelor la cos NO ppm 70 65 43 84Analiza gazelor la cos NOx _PPm 72 67 45 86

Exces de aer Exces aer 1,65 1,25 2,43 2,19Caldura utila Qut kW 25,1 106,8 167,7 631,5Caldura utila Out kcal/h 21600 91869 144343 543446Combustibil

umiditate W % 18,0 17,0 15,0 8,0putere calorica Hi k j/kq 13976 14321 14934 16365putere calorica Hi kcal/kq 3339 3421 3568 3909

C A LC U LU L RANDAMENTULUI D IRECT AL CAZANULUI

Debit combustibil B kg/h 7,82 30,0 51,4 185,3Debit de caldura dat Qdat kW 30,4 119,3 213,3 842,3

Randament direct EFFdir % 82,65 89,45 78,62 74,97

C A LC U LU L RANDAMENTULUI IN DIRECT AL CAZANULUIpierderi spec, la cos qcos % 13,60 6,50 19,42 21,48

pierderi spec, mecanice qinc.m % 0,06 0,27 0,26 0,24pierderi spec, chimice qinc.c % 4,39 3,19 3,06 3,58pierderi spec, exterior qext % 0,89 0,94 1,19 0,40

Randament indirect EFFind % 81,06 89,11 76,07 74,31

345

CURS DE APARATE TERAAICE

Rezulta pierderi de caldura prin entalpia gazelor de ardere la co§ cu 5 pana la 15 procente mai mari la cazanele cu ardere directa fata de cele cu ardere inversa.

In ceeace prive§te pierderile specifice prin arere incomplete de natura mecanica se observa uniformitatea valorilor.

In concluzie, din analiza efectuata, rezulta o serie de avantaje clare pe plan energetic §i legate de calitatea arderii generate de folosirea tehnicii de ardere inversata dar §i imposibilitatea aplicarii acestei tehnici, fara complicarea sistemului de alimentare, la puteri termice mari. In plus, daca s-ar dori mentinerea caracteristicii de autonomie la 10 - 12 ore, s-ar ajunge la volume neeconomice de stocare pentru combustibil. Rezulta ca solutia cu ardere inversa se preteaza la sarcini termice pana la maxim 150 kW , fiind recomandabila datorita avantajelor de exploatare semnificative.

346


12. C AZANE CU C O NDENSATIE : FUNCTIONARE, SO LU JII CONSTRUCTIVE§1 M ETODICA DE CALCUL

In cadrul preocuparilor generale de eficientizare energetica a consumatorilor mici §i medii de caldura, dezvoltarea domeniului cazanelor cu condensatie, fiabile tehnic §i avantajoase economic, reprezinta Tn mod firesc o prioritate.

Fenomenul urmarit este condensarea vaporilor de apa din gazele de ardere pe suprafetele de transfer de caldura ale cazanului in vederea valorificarii caldurii latente de vaporizare. Astfel se poate trece de la potentialul energetic al combustibilului reprezentat de puterea calorica inferioara la potentialul reprezentat de puterea calorica superioara.

Pentru aplicarea practica a fenomenului se urmare§te rezolvarea a doua probleme generale fi anume, pe de o parte, precizarea conditiilor de aparitie a fenomenului §i cuantificarea efectelor utile iar pe de alta parte optimizarea solutiilor constructive specifice. In vederea atingerii primului obiectiv se porne§te de la analiza continutului de vapori de apa din gazele de ardere. Este important de precizat de la inceput ca din gama de com bustibili se va lua Tn considerare numai gazul natural (metanul - G20) deoarece in cazul com bustibililor lich izi sau solizi, datorita continutului de sulf inerent acestora, condensul rezultat are un caracter acid care necesita tratari ulterioare facand nepractica utilizarea in gama de puteri mici §i medii. De asemenea, nu vor fi analizati nici alti combustibili gazo ji, de exemplu combustibilii gazo§i lichefiati deoarece continutul de vapori de apa Tn gazele de ardere este inferior celui din cazul gazului metan, fenomenul de condensare fiind dezavantajat, iar pe de alta parte gradul de folosire Tn instalatiile termice este relativ redus. Desigur, particularizarea concluziilor la ace§ti com bustibili T§i va gasi oportunitatea pe masura ce sistemele de condensare vor capata Tn viitor o extindere mai mare.

Fenomenul de condensare al vaporilor de apa din gazele de ardere apare Tn conditiile existentei unei suprafete de transfer de caldurii cu o temperatura la interfata cu gazele de ardere mai scazuta decat temperatura punctului de roua al vaporilor de apa din amestecul de gaze reprezentat de gazele de ardere. In concluzie, pentru obtinerea efectului termic util la condensare nu se impune conditia de scadere a temperaturii gazelor de ardere sub temperatura punctului de roua, ci doar conditia scaderii temperaturii suprafetei de contact sub temperatura punctului de roua. Condensarea are efect util din punct de vedere energetic daca suprafata Tn cauza este una din suprafetele de transfer de caldura ale cazanului. Pentru exemplificarea grafica a conditiilor ce determina aparitia fenomenului de condensare a vaporilor de apa din gazele de ardere Tn figura 12.1. sunt prezentate cele doua situatii ce se pot Tntalni Tn sistemele convective ale cazanului.

Stabilirea cu aproximatie a zonei unde Tncepe condensarea se face impunand conditia de aparitie a condensarii la un nivel al temperaturii peretelui egal cu temperatura de roua a gazelor de ardere cu umiditate initials.

347


Conditia generala de condensare este: tper < tn

Conducta de g a ze de ardefe

Fig. 12.1.a. Lipsa condensare Fig. 12.1.b. Aparitie condensare

Cantitatea totala de condens din gazele de ardere se calculeaza astfel:

Cantitatea de H2 in combustibil este:H 2 = 4/16 [ kg H 2 / kg C H 4 ]

Cantitatea de apa produsa de arderea hidrogenului este: H 20 = 18/2 [ k g H 20 / k g H 2]

Cantitatea de apa produsa de arderea 1 kg de metan este: H 20 / C H 4 =(4/16)-(l 8/2) = 2,25 [ kg H 20 / kg C H 4 ]

Densitatea metanului se calculeaza din relatia:

‘ g 1kg C H 4 = 22,4/16 N m 3 C H 4 = 1,4 m3N C H 4

Cantitatea de apa produsa de arderea 1 Nm" de metan este: H 20 / C H 4 = 2,25 / 1,4 = 1 ,6 0 7 [ kg H :Q / m3N C H 4 ]

( 12 . 1)

( 12.2)

(12.3)

(12.4)

(12.5)

Echivalentul Tn caldura al acestei condensari este, tinand seama ca la temperatura de 60 °C caldura de condensare este r = 623 kcal/kg :

Q cond = 623-1,607 = 1001 kcal/m3N C H 4 (12.6)

L a o condensare totala a vaporilor de apa din gazele de ardere aceasta reprezinta, raportata la puterea calorica inferioara, un surplus de caldura cedata de:

AQ = 1001 / 8 5 0 0 -1 0 0 = 11,78 % (12.7)

Pentru estimarea efectelor energetice ale aplicarii sistemelor de condensare in instalatiile de incalzire trebuie corelata functionarea sezoniera a cazanului cu aparitia fenomenului de condensare utila. Pentru aceasta, Tn figura 12.2. este prezentata

348


distributia procentuala a gradelor de incarcare ale cazanului pe sezonul de tncalzire. Cazanele de condensatie avand sistem de reglare continua a sarcinii termice pun in legatura temperaturile de tur §i retur cu necesarul de caldura al instalatiei. Astfel fiecarui grad de incarcare al cazanului ti corespunde o anumita pereche de temperaturi tur-retur §i im plicit o anumita temperatura medie a agentului secundar.

Tem peratura apei din circuit

Tem peratura------1------ 1------1— —)------1------ \......t....... I ....1------ 1------1------1------i------1—(— exterioara

-14 -12 -10 -8 -6 -4 -2 0 2 4 6 8 10 12 14 °C-15 +15

Fig. 12.2. Distributia sezoniera a gradului de incarcare a cazanului - exemplu

Graficul ilustreaza tn functie de temperatura exterioara frecventa de aparitie a diverselor grade de incarcare pe perioada de tncalzire, putandu-se astfel determina at at timpul relativ de functionare tn condensare cat §i consumul energetic corespunzator acestui regim. Produsul dintre gradul de incarcare, perioada de aparitie a acestuia §i sarcina nominala a cazanului determina cantitatea de energie furnizata tntr-un anumit regim. Prin tnsumarea caldurilor furnizate tn regim de condensare §i raportarea acestei sume la cantitatea totala de caldura furnizata pe sezonul de tncalzire se determina ca$tigurile energetice datorate functionarii in regim de condensare.

In fig. 12.3 se prezinta o diagrama de temperaturi anuale pentru agentul termic la un reglaj ealitativ de sarcina §i se evidentiaza perioada cand returul cazanului poate produce efectul de condensare, avand temperatura mai mica decat temperatura punctului de roua (plus ecartul de temperatura dat de conductibilitatea peretelui tevii). Observatia cea mai importanta este ca perioada de functionare cu condensare este cu atat mai tntinsa cu cat temperatura de retur a agentului termic este mai scazuta. Aceasta se obtine fie prin suprafete mai mari de corpuri de tncalzire §i reducerea

349


nivelului de temperatura a agentului termic, fie prin sisteme de inc&lzire cu agent de temperatura coborata, cum este tncalzirea prin pardoseala.

D e asemenea, pentru constructia cazanului este definitorie conditia de alimentare cu apa in contracurent fata de circulatia gazelor de ardere, astfel meat zona de condensare utila de la finele convectivului sa fie la temperatura minima posibil functional.

DOMENIUL TEORETIC DE CONDENSARE

TEM PERATURA EXTERIOARA [C]

Fig. 12.3. Domeniul teoretic de functionare a cazanului in regim de condensare

In figura 12.2. valoarea parametrului “temperatura punctului de roua” este hotaratoare pentru stabilirea domeniului de functionare in condensatie a cazanului. Dupa cum arata relatiile de determinare a troua, definitorie este presiunea partiala a vaporilor de apa in gazele de ardere, aceasta la randul sau fiind direct legata de tipul de combustibil §i excesul de aer din procesul de ardere. Se poate deci deduce, pentru un anumit combustibil, o dependents univoca intre excesul de aer fi temperatura de roua. In figura 12.4. este ilustrata grafic aceasta dependents. Se rermarca faptul ca pentru cazane in care arderea se face cu exces de aer sub 1,1 , ceeace actualmente se realizeaza in mod curent cu noile tipuri de arzatoare, temmperaura punctului de roua este de peste 58 °C , ceeace ISrgefte mult domeniul de aplicare a tehnicii cazanelor cu condensatie.

Deoarece in literatura de specialitate se folosefte tot mai mult notiunea de „eficienta a condens&rii” , definita ca raport intre debitul de condens §i debitul de vapori produs in procesul de ardere.

350


In urma analizei caracteristicilor functionale ale unei game foarte largi de cazane de condensatie cu parametrii functional de varf, pentru exces de aer de ardere1,1 , „ejicientele de condensare” obtinuta se mcadreaza in domeniul 75 - 78 % la temperatura minima uzuala a apei de alimentare §i 32 - 34 % la valori medii uzuale.

TEM PERA TU RA DE ROUA A G A ZELO R DE A R D ER E FU N CTIE D E P R ESIU N EA PH 20

y. 55 <

t 4 5 -

I I /!

/7*- ■ —H

7^

z/

V/

/A

-f-t

t/

/

0,1 0,15 0,2

PR E SIU N E PH 2 0 [bar]

ELUI-

TEM PERA TU RA PUNCTULUI DE ROUA FU N CTIE DE E X C E S U L DE AER

OF 59

<Z)O

h 56

IX

\\

\ S\

\ .

s \

\

\

I1,1 1,2 1,3 1,4

E X C E S D E AER - A LF A

Fig. 12.4. Variatia trouii cu presiunea partiala a vaporilor de apa §i cu excesul de

aer

In sinteza, cateva se pot face cateva recomandari generale legate de realizarea §i implementarea sistemelor cu condensatie tn vederea m axim izarii efectelor benefice pe plan energetic:• Se va asigura circulatia in contracurent Tntre gazele de ardere §i apa de alimentare a

cazanului Tn vederea extinderii domeniului de timp de lucru §i putere termica fumizata Tn care apare fenomenul de condensare (Tn fig. 12.2 trecerea limitei de condensare de la tmediu la trelur);

• Se va urmari minimizarea excesului de aer aflat Tn dependenta inversa cutemperatura punctului de roua In vederea extinderii timpului de functionare Tn condensare a cazanului (Tn figura 12.3 procesul corespunde translatarii Tn sus a dreptei troui)\

• Drenarea condensului este o conditie functionala esentiala deoarece temperatura dereferinta a condensarii este cea a suprafetei exterioare a peliculei de condens; Tngro§area peliculei de condens datorita unei drenari defectuase duce la scaderea coeficientilor superficiali de transfer de caldura §i uneori chiar la blocarea procesului de condensare;

351


• In vederea respectarii conditiei de drenare a condensului se vor realiza geometriiale sistemelor convective la care drenarea gravitationala sa fie dublata de drenarea datorata curgerii gazelor de ardere; in acest sens se vor realiza pe zonele de condensare curgeri de viteze relativ mari §i de sus in jos pentru gazele de ardere;

• Conditia esentiala pentru economicitatea aplicarii sistemelor de condensare estealimentarea cazanului cu agent termic de temperatura cat mai joasa. In instalatii de incalzire vor fi preferate sistemele de Incalzire de joasa temperatura (pardoseala, pereti, prepreparatoare de a.c.m.) iar in cazul sistemelor clasice acestea vor fi proiectate cu regimuri nominale inferioare celor uzuale (65/45 °C).

T I P U R I C O N S T R U C T I V E D E C A Z A N E C U C O N D E N S A T IE

Cazanele cu condensatie pot fi clasificate din puctul de vedere al pozitiei treptei de condensare in:

• Cazane cu treapta de condensare integrata: zona finala a sistemului convectivreprezinta suprafata de condensare;

• Cazane cu treapta de condensare separata: se adauga un schimbator de calduracondensator interpus intre ie§irea gazelor de ardere din cazan §i co§.

CAZAN ACVA TUBULAR REALIZA T DIN TEA VA GOFRA TA

O solutie constructiva deosebit de eficinta a serpentinelor cazanelor cu condensatie este bazata pe utilizarea tevilor gofrate. Particularitatea cazanului este realizarea constructiei cu o singura serpentina amplasata vertical.

Prima portiune are rol de ecran de focar, pe parte interioara a fiecarei spire din serpentina §i de prim drum convectiv pe partea centrala §i exterioara a fiecarei spire. Cea de a doua portiune este incadrata de peretele exterior al cazanului §i de corpul ceramic central si are rol de schimbator de caldura convectiv §i de condensator.

Realizarea cazanelor din teava gofrata aduce avantajul crejterii suprafetei de transfer de caldura pe unitatea de lungime de teava in conditiile mentinerii la valoare minima a temperaturii de perete, spre deosebire de sistemele de extindere a suprafetei de tip aripioara la care temperatura suprafetei pe partea gazelor de ardere este diferita de temperatura peretelui direct scaldat de agentul termic secundar. Pe langa acest avantaj este de mentionat caliatea intrinseca de preluare a dilatarilor §i transformarea curgerii In transferul de caldura din curgere transversala peste fascicul de tevi in curgere prin canale inguste.

Schema de principiu a cazanului cu condensatie, cu o serpentina din teava gofrata este prezentata in fig. 12.5.

Arzatorul cu preamestec §i dozaj constant aer-combustibil are frontul de flacara stabilizat pe o sita de forma cilindrica realizata din fibre metalice termorezistente. Datorita suprafetei mari de stabilizare lungimea frontului de flacara este mica, de ordinul zecilor de mm, permitand montarea zonei convective aproape de cilindrul

352


arzatorului. Prin stabilizarea flacarii pe impaslitura refractara, aceasta se Tncalze§te la o temperatura cuprinsa intre 250 §i 650 °C ceea ce duce la scaderea temperaturii de ardere. Prin scaderea temperaturii de ardere se realizeaza scaderea em isiilor de NOx iar prin modul de stabilizare al frontului de ardere se pot asigura emisii foarte scazute de CO. Datorita acestor considerente, pe langa efectul ecologic rezultat din scaderea consumurilor specifice de combustibil, aceste cazane asigura protectia mediului §i prin nivelul scazut de emisii, de obicei mult sub limitele legale.

Gazele de ardere ce rezulta tn focar prin arderea combustibilului traverseaza radial partea superioara a serpentinei ajungand in spatiul dintre aceasta §i perete, spatiul de curgere fiind constituit de un numar oarecare de canale determinat de numarul de spire care constituie cilindrul prin care tree gazele radial. Urm eaza circulatia axiala a gazelor de ardere pe serpentina asezata langa perete care formeaza canale de curgere axiala intre teava ?i perete, determinate de numarul de spatii gofrate care se afla pe o circumferinta de spira; acest tip de curgere a gazelor se Tntalne§te §i la partea superioara a serpentinei din drumul convectiv al cazanului.

lesire agent termic (tur caz.)

*

Corp refractar de dirijare g.a.

Intrare agent termic (retur) Condens

S C H E M A F U N C T IO N A L ^ C A ZA N "KESTO N"

Arzator cu premixare aer - comb.

lesire gaze de ardere

♦

Fig. 12.5 Cazanul cu condensatie, cu o serpentina din teava gofrata

Alimentarea cu apa a cazanelor se face pe la partea inferioara asigurandu-se astfel conditia de contracurent cu gazele de ardere.

353


Gazele de ardere str&bat tevile schimbatorului de caldura astfel dimensionat meat sa asigure o rScire puterniea a acestora §i eondensarea vaporilor de apa. Apa circul& in contracurent cu gazele de ardere, iar condensul format se scurge catre partea inf'erioara a cazanului unde este dirijat catre o conducts unde este colectat fi evacuat la canalizare prin intermediul unui sifon cu gardS hidraulicS. Garda hidraulicS este absolut necesara deoarece gazele de ardere sunt in zona de colectare a condensului in suprapresiune fata de mediul ambiant fi in regimurile fara condensare ar refula pe traseul de condens.

Un alt scop urmSrit de producatorii de cazane in condensatie este protectia impotriva coroziunii, care, in acest caz se realizeaza prin utilizarea otelului inoxidabil special cu mare rezistentS la coroziune.

Performantele cazanului garanteaza un ecart maxim de temperatura intre gazele de ardere fi apa de alimentare de 15°C ceea ce face ca fi in regimurile maxime de temperatura ale cazanului (65/85 °C ) gazele de ardere evacuate sa nu depafeasca 80 °C. Datorita acestei particu larity se folosesc tubulaturi din plastic pentru evacuarea gazelor de ardere. Pentru a preveni deteriorarea traseului de evacuare la crefterea accidentala a temperaturii gazelor de ardere, la iefirea din cazan pe traseul acestora este montat un termostat de siguranta setat la circa 100°C.

CAZAN ACVATUBULAR R E A U Z A T DIN TEVI N ERVU RATE

Nervurile maresc suprafata de transfer de caldura fi de aceea ele au menirea de a spori cantitatea de caldura cedatS sau primita in procesele de transfer termic. Constructia nervurilor pe partea curgerii gazelor de ardere este un element foarte important in ultilizarea lor la cazanele in condensatie.

Principala problems a tevilor nervurate este determinarea regimului de temperaturi pe inaltimea nervurii, ceea ce determina comportarea nervurii la transferal de caldura fi in regimul de condensatie.

Capatul nervurii, in conditiile de incalzire cu gazele de ardere, va avea o temperatura mai ridicata decat baza nervurii.

Daca acest fapt nu influenteaza calculul coeficientilor convectivi in conditiile de transfer de caldura fara schimbare de faza, in procesele de condensare este important deoarece temperatura suprafetei varfului nervurii poate depSfi temperatura punctului de roua fi astfel acesta zona nu va mai fi activa in condensare.

Aceasta variatie a temperaturii cu lungimea nervurii determina definirea unui randament al nervurii, exprimat ca raportul dintre debitul de caldura efectiv primit de nervura fi debitul de caldura pe care 1-ar fi primit daca pe toata suprafata nervurii temperatura ar fi fost constants fi egalS cu temperatura de la baza acesteia.

O solutie constructiva de teava nervuratS este prezentata in figura 12.6.Figura 12.7. prezintS schema functionala a unui cazan cu tevi nervurate drepte,

iar in figura 12.8. este ilustratS realizarea constructiva reala a acestuia.Circulatia apei la interiorul tevilor este dirijata prin intermediul unor colectoare-

distribuitoare turnate din aluminiu fi prinse pe placile tubulare laterale ale corpului

354

cazanului. Se ardere fata de economice de

Fig. 12.6. Suprafata convectiva realizata din teava nervurata

Arzatorul este In solutie constructiva cu preamestec si mentinere a excesului de aer pe plaja de variatie continua a sarcinii termice. Stabilizarea frontului de flacara se face pe o placa ceramica plana asigurandu-se concomitent scaderea temperaturii teoretice de ardere §i o ardere completa. Intre refularea ventilatorului de amestecare §i placa ceramica sunt interpuse mai multe zone de omogenizare de tip placa cu gauri sau sita.

Tuail apei calde

Gaze de ardere

Returui apei

Fig. 12.7. Schema functionala a unui cazan cu tevi nervurate


realizeaza astfel atat conditia de circulatie in contracurent a gazelor de apa de alimentare a cazanului, cat §i conditia de obtinere a unor viteze curgere.

Fig. 12.8. Detaliu constructiv cazan cu tevi nervurate

355


Pe langa rolul de omogenizare a amestecului combustibil aceste grile intermediare au fi rol de sectiune de curgere antiretur de flacara fi rol de a crea in amontele placii ceramice o camera de presiune Constanta pentru o distribute uniforma a amestecului combustibil.

Curgerea gazelor de ardere peste fascicolul de tevi este de tip transversal dar datorita nervurarii, transferul de caldura f i masa are ca lungime caracteristica dublul distantei libere dintre nervuri. Aceasta lungime caracteristica este mica in comparatie cu diametrul exterior al tevii realizandu-se astfel atingerea unor coeficienti superficiali de transfer de caldura fi masa man.

CAZANE CU TEVI APLATIZATE

O solutie constructiva destul de des adoptata pentru cazanele cu condensatie de puteri mici, acvatubulare, o re prezinta serpentinele din teava aplatizata.

Avantajul constructiv este generat de simplitatea relativa de realizare, in comparatie cu celelalte solutii tehnice (tevi nervurate sau tevi gofrate).

Afezarea serpentinei se face orizontal iar zona centrala (de inceput) reprezinta volum focar (fi zona de radiatie pentru arzator) iar trecerea gazelor printre tevile serpentinei definefte suprafata de transfer de caldura convectiv (fi zona de condensare).

In figura 12.9 este prezentata o solutie constructiva de cazan de condensatie cu tevi aplatizate.

Doua aspecte functionale definesc aceasta solutie constructiva:

=> transferul de caldura prin convectie este bun deoarece, ca fi in cazul celorlalte cazane de condensatie performante, lungimea de transfer de caldura este mica, de ordinul milimetrului, egala cu de doua ori distanta dintre spire;

=> drenarea de condens este deficitara pentru zona superioara a serpentinei, fiind de afteptat ca in functionare doar zona inferioara sa realizeze drenaj de condens pentru functionarea in regim de condensare.

C a dezavantaj (suplimentar fata de drenarea de condens relativ deficitara) la aceasta solutie constructiva apare o problema legata de siguranta in functionare fi anume, daca accidental este blocata evacuarea de condens, acesta se va acumula in cazan pana cand va inunda arzatorul, putand produce pagube sau chiar defectiuni majore (periculoase) la patrunderea apei in zona de amestec combustibil fi in ventilatorul de preamestec al arzatorului.

356


1.material refractar izolant; 2.arzator cilindric radiant; 3.schimbator de caldura condensator din tevi aplatizate ; 4. ventilator cu preamestecare §i dozare aer-combustibil; 5.evacuare condens cu sifon.

Fig. 12.9 Cazan acvatubular din tevi aplatizate

357


CAZAN DIN ELEMENTE DE FONT A

Realizarea cazanelor din fonta pentru domeniul de condensare este justificata de calitatile pe care le prezinta acest material. Fonta are o mare rezistenta la coroziune fi astfel nu necesita tratamente speciale la folosirea in medii corozive fi de asemenea permite realizarea unor geometrii complexe care sa avantajeze transferul de masa fi drenarea condensului.

Capacitatea limitata a fontei de a suporta eforturile rezultate din variatiile de temperatura nu reprezinta un inconvenient deoarece specificul functional al sistemelor termice ce folosesc cazane cu condensatie este ecartul de temperatura tur-retur de ordinul 1 0 - 1 5 °C , mai mic decat in cazul aplicatiilor clasice unde acesta are valori de cca. 20 - 25 °C.

Zona de legaturi etectrice

Sonda de ionizare Aprindere prin incandescent

Racordare electrics prin conector

ArzStor gaz modulant (cu preamestec) cu pIScute ceramice, emisii poluante reduse (NOx <20 mg/kWh, CO <15 mg/kWh)

Evacuare gaze Retur

EvacuarecondensRobmet

SchimbStor condensatie din fonts eutectica acoperit cu email vitnficat

Tava recuperare condens din fonts emailata

Soclu8307FOO1

Cazan reprezentat: SB K 7 DIEMATIC

Tabiou de comandS DIEMATIC-Deha

minerals a corpului focar

• Picioare regiabile

PlacS electronics •VARIO’

Cutie de comandS

Fig. 12.10. Cazan cu condensatie din fonta

O solutie constructiva de cazan din fonta in condensatie este prezentata in figura 12.10. C a fi in cazurile anterioare, se respecta conditiile de baza impuse de buna realizare a treptelor de condensatie fi anume circulatia in contracurent a agentilor fi drenarea condensului format.

In figura 12.11 este prezentata o alta solute constructiva de cazan din fonta, la care se remarca particularitatea extinderii de suprafata nu numai pe partea gazelor de ardere dar fi pe partea apei. Cu toate ca la cazanele clasice aceasta solutie nu prezinta

358


interes, la cazanele cu condensatie este recomandabila deoarece realizeaza apropierea temperaturii peretelui convectivului de temperatura agentului secundar §i deci cre§terea domeniului de temperaturi de agent secundar pentru care convectivul va functiona In regim de condensare. Solutia este cu atat mai recomandata cu cat extinderea de suprafata pe partea spalata de gazele de ardere este mai mare (fapt curent la elementele moderne din fonta §i care duce la cre§terea temperaturii peretelui).

Extindere de

suprafata pc

ambele fete ale

suprafetei de transfer

tie caldura

1.panou de automatizare §i control ; 2.arzator cilindric cu preamestec §i stabilizare pe impaslitura metalica refractara ; 3. evacuare gaze de ardere ; 4.admisie aer de ardere ; 5.schimbator de caldura din

elemente de fonta cu extindere de suprafata pe ambele fete ; 6.ventilator de preamestec aer- combustibil ; 7.evacuare agent termic (tur instalatie) ; 8.intrarea agent termic din instalatie (retur

instalatie) in zona de condensare.Fig. 12.11 Cazan de condensatie din fonta cu extindere de suprafata §i pe partea apei

CAZANE IGNITUBULARE DE CONDENSATIE

Cazanele de condensatie se pot realiza §i tn solutie ignitubulara dar datorita caracteristicilor de performanta cerute tevile trebuiesc modificate fie prin amprentare, fie prin extinderea suprafetei de transfer de caldura la interior.

In ambele situatii se realizeaza modificarea lungimii caracteristice de curgere la interior, tn sensul scaderii acesteia, tn vederea cre?terii coeficientilor de transfer de caldura. Astfel, la gabarite comparabile cu cele ale cazanelor clasice, se obtin conditiile de transfer de caldura §i masa §i suprafetele de transfer de caldura necesare functionarii tn regim de condensare. Figura 12.12. prezinta solutia constructiva de corp convectiv pentru un cazan ignitubular cu tevi amprentate.

359


Fig. 12.12. Corp convectiv realizat Fig. 12.13. Detaliu teava cu extinderedin tevi amprentate de suprafata la interior

O tehnologie speciala de Tmbunatatire a coeficientilor de transfer de caldura §i masa o reprezinta extinderea de suprafata la interiorul tevilor prin fretarea de corpuri aripate. Tehnologia de fretare asigura un contact metal - metal Tntre corpul aripat §i teava de baza comparabil cu cel realizat prin turnare monobloc. Prin introducerea de corpuri aripate se realizeaza atat scaderea de lungime caracteristica tn transferul convectiv cat §i marirea sem nificadva a suprafetei de transfer de caldura pe unitatea de lungime de teava. Cama§a exterioara se realizeaza din otel inoxidabil iar corpul interior din aluminiu deoarece acesta permite tumarea §i are o conductibilitate termica de cca. 10 ori mai mare decat otelul inoxidabil. In figura 12.13. este prezentat un detaliu de teava cu extindere interioara de suprafata, iar in figura 12.14. una din aplicatiile acestui tip de suprafata de schimb de caldura.

Acest cazan are aceea§i schema de organizare ca §i cele cu convectivul din tevi amprentate, adica la partea superioara un focar rack Tn care se dezvolta flacara unui arzator cu stabilizare pe Tmpaslitura metalica, iar la partea inferioara se g3se§te sistemul convectiv- condensator. Colectarea condensului se face direct din camera de colectare a gazelor de ardere dispusa sub sistemul convectiv.

L a cazanele de puteri mari se renenta uneori la tevile nervurate Tn favoarea unor solutii constructive mai simple dar care sa respecte recomandarile constructive specifice cazanelor de condensatie, adica drenarea condensului §i alimentarea Tn contracurent. In figura 12.16 este prezentata o astfel de solutie constructiva.

Si pentru cazanele de puteri mari se adopta solutia de ardere cu preamestec, pe suprafete de stabilizare radiante (fierbinti) de tip site sau Tmpaslituri metalice. Particularitatea fata de cazanele mici o reprezinta preamestecarea care nu se mai

360


realizeaza Tn ventilatorul de aer de ardere ci Tntr-o precamera de amestec. In figura 12.15 este prezentat un astfel de arzator.

1. Panou de comanda cu doua dispozitive electronics de reglaj al circuituiui de incalzire Hoval TopTronic;

2. Ventilator pentru aerul de ardere;

3. Dispozitive de siguranja ?i reglare a gazului;

4. Arzator cilindriccu ardere de suprafaji

5. Electrod pentru aprinderea automata a arzatorului;

6. Comanda electronica a arzatorului modulant;

7. Suprafaja de Incalzire din tuburi, cu pere(i dubli din aluFer;

8. Recipient de cdectare a condensatului.

Fig. 12.14. Cazan Tn condensatie ignitubular cu tevi aripate la interior

1. motor ventilator ; 2.carcas8 ventilator ; 3.alimentare cu combustibil ; 4.camer3 de amestec 5. arzStor de suprafata cu preamestec, din tmpaslitura metalicS ; 6.aspiratie aer ; 7. debitmetru aer

Figura 12.15 Arzator cu preamestec pentru puteri mari

361


Ventilator cu preamestec

> Focar + 2 drumuri convective;> Alimentare directa treapta de

condensare cu agent termic din returul instalatiei deservite;

> Drenare gravitationala prin montaj inclinat al treptei de condensare;

> Puteri: 3 5 0 - 1000 kW;

Convectiv

Treapta de condensare

-i

Evacuare gaze de ardere

Figura 12.16 Cazan ignitubular de condensatie cu tevi Use

CAZANE DE CONDENSATIE DIN PLACI AMPRENTATE

O solutie de cazane de tip ignitubular este cea cu placi amprentate. L a acest tip constructiv de cazane convectivul este alcatuit din placi plane din tabla de inox amprentata, montate la distante relativ reduse una de cealalta, formand astfel canale de curgere pentru gazele de ardere. Placile sunt prinse intre doua placi tubulare (prin sudura) iar ansamblul este Tnvelit cu o manta §i imersat Tn volumul de apa (agent secundar).

C a varinte constructive, aceste cazane se pot realiza cu pachetul de placi convective montat oblic, a§a cum este prezentat exemplul de solutie constructiva din

362


figura 12.17, sau vertical, as a cum sunt prezentate exemplele de solutii constructive din figurile 12.18 §i 12.19.

A - schimbator de calduradin placi amprentate;

B - izolatie tennica;C - perete racit focar;D - carcasa arzator pe placa

frontala cazan;E - arzator cu preamestec $i

ardere pe semisfera dinimpaslitura metalica refractara;

Figura 12.17 - cazan de condensatie din placi amprentate cu montaj inclinat

In ambele situatii se realizeaza drenajul condensului prin actiunea conjugata a gravitatiei §i efectului de suflare a picaturilor datorita circulatiei gazelor de ardere §i se poate respecta §i conditia de optimizare functionala a asigurarii circulatiei contracurent intre gazele de ardere §i agentul secundar.

Solutiile constructive cu placi vericale au avantajul unui drenaj de condens mai bun §i de asemenea ofera posibilitatea dezvoltarii pe verticala a cazanului, ceeace genereaza o forma generala §i un gabarit total mai avantajoase (mai ales la puteri medii §i mari) decat in cazul solutiilor cu convectiv oblic (cu dezvoltare preponderent longitudinala).

Dezavantajul este legat de solutia mai complicata de decupare a placilor (decupare dupa un arc de cere) §i a suprafetei de prindere (care nu mai este plana ci este suprafata laterala a cilindrului perete focar).

In toate situatiile tnsa transferul de caldura de la gazele de ardere la peretele de transfer de caldura este avantajos, pe de o parte datorita lungim ii caracteristice de curgere mici (egala cu de doua ori distanta dintre placi) §i pe de alta parte datorita amprentarii placilor care genereaza turbulenta de curgere suplimentara prin efectul de accident hidraulic.

L a cazanele de puteri mici focarul se dimensioneaza strict pentru a putea monta pe peretele lateral al acestita sistemul convectiv (vezi figura 12.18) dar la cazanele de puteri mari este mai economica racirea initiala a gazelor de ardere mtr-un schimbator de caldura radiadv, mainte de intrarea Tn schimbatorul convectiv (vezi figura 12.19).

363


Figura 12.18 - cazan de condensatie din placi amprentate cu montaj vertical

l.arzator semi-sferic de suprafata cupreamestec ; 2.convectiv condensator din pLaci gofrate;

3.izolatte .4 automanzare

1.arzator serr.i-sfe ric ce suprafata cupreanr.es:ec ;2. ccnvecziv condensator cin placi gcfrats. 3.izo.at:e ; 4 racorduri retur din insbalatia deservita

Figura 12.19 — cazan de condensatie cu focar de volum mare §i convectiv din placi amprentate cu montaj vertical

364


Cazanele se echipeaza cu arzatoare radiante cu preamestec. O varianta contructiva de astfel de arzator este ilustrata in figura 12.20. Suprafata de ardere are forma semisferica fi este realizata din plasa metalica termorezistenta. Sub plasa metalica se afla o alta semisfera prevazuta cu gauri, cu rol de camera de presiune fi distribute a amestecului combustibil. Semisfera gaurita se amplaseaza la o distanta suficient de mare de zona de stabilizare a arderii astfel meat, considerand fi racirea generata de circulatia amestecului combustibil, temperatura acesteia (dimensionata la maxim 350 °C ) sa fie sub temperatura de aprindere a amestecului combustibil (cca. 780 °C). Gaurile de alimentare se prevad cu un diametru inferior celui de aprindere (pentru amestecul combustibil gaz metan - aer la energie de aprindere minima, adica in zona dozajului stoichiometric) avand astfel rol de sita antiretur la oprirea arzatorului (altfel frontul de flacara s-ar propaga Tn amonte fi ar duce la explozii Tn camera de presiune fi Tn ventilatorul de amestecare).

(a ’ u § a ca z a n u lu i (8) P re s o s ta td e a e r (C S u fla n tavU! U n ita te a d e co m a n d a § ia f i$ a j

<& A d a p to r a s p ira t ie p e n tru fu n c tio n a re (a ra ra c o rd la C0 5 (o p tio n a l)

( p P re s o s ta td e g a z B lo c ve n tile d e g a z

Cl) V e n til p e n tru p o rn ire 'm) Tub de flac«^ra a l a rz a to ru lu i

■ t. T e a v a d e ra c o rd a re la g a z (F ) R o b in e t d e g a z*G C o n d u c ta V e n tu ri p e n tru ra m p a de a m e s te c

•n E le c tro d d e io n iz a re p E le c tro z i de a p r in d e re

<Q) B lo c te rm o iz o la n t ■h ) U n ita te de a p rin d e re @ A u to m a t d e a p r in d e re CO G a p a c u l a rz a to ru lu i

Figura 12.20 - arzator radiant cu preamestec fi suprafata de stabilizare semisferica

365


SISTEM E SE PA R A TE DE C O N D E N S A TIE

CONDENSATOR STATIC - se monteaza in serie cu cazanul, pe traseul gazelor de ardere. Pierderile de sarcina prin acesta sunt foarte mici dar totugi este necesar ca presiunea disponibila la arzator sa fie marita.

Avantajele acestui tip de montaj, prezentat in figura 12.21, este instalarea fara piese mecanice In m ifcare §i diminuarea racirii cazanului prin tiraj natural la oprirea arzatorului daca acesta nu este echipat cu o clapeta automata de aer.

Un condensator static nu poate deservi decat un singur cazan si trebuie dimensionat la puterea maxima a acestuia. Dupa verificarea conditiei ca pierderea de sarcina totala pe traseul gazelor de ardere sa poata fi acoperita de ventilatorul arzatorului, acesta se regleaza pe noul punct de functionare.

CONDENSATOR DINAMIC - se monteaza pe o derivatie a co§ului Tmpreuna cu un ventilator pentru acoperirea pierderilor de sarcina. Avantajele acestui tip de condensator sunt date de faptul ca nu exista contra-presiune suplimentara pe traseul gazelor de ardere chiar daca condensatorul este sau nu Tn functiune.

Pentru optimizarea recuperarii, Tn general se folose§te un condensator care sa corespunda unei puteri Tntre 40 si 70 % din puterea termica a pierderilor la ie§irea din cazan. In acest caz amortizarea in vestitiei se poate face Tn mai putin de 2 ani. Schema de montaj este prezentata Tn figura 12.22.

Pentru cazanele ce vor fi echipate cu condensator, indiferent de solutia de montaj a treptei de condensare, gazele de ardere ies din cazan (la intrarea Tn trapta de condensare) cu o temperatura relativ ridicata, 180-220 °C , uzuala pentru cazanele moderne. Functionarea sistemului este prezentata schematic Tn figura 12.23.

►

IFig. 12.21 Schema de montaj a condensatorului static

366


circuit de

incalzire

evacuarecondensat

cazan

Fig. 12.22. Schema de montaj a condensatorului in derivatie

Condensatorul recupereaza caldura sensibila a gazelor de ardere, figurata in diagrama prin evolutia A -B . Suprafata de transfer de caldura a condensatorului avand insa o temperatura mai joasa decat temperatura de roua a gazelor de ardere, se produce §i o condensare pe suprafata de schimb de caldura a vaporilor de apa din gazele de ardere. In diagrama prezentata, evolutia este din punctul B ?n punctul C.

Fig. 12.23. Diagrama de functionare a recuperatorului condensator

367


Cu toate ca procesul de condensare este simultan cu procesul de transfer de caldura, pentru simplificarea reprezentarii procesele s-au reprezentat inseriate. Punctul B din diagrama este caracterizat prin temperatura de roua a gazelor de ardere, determinata de presiunea partiala a vaporilor de apa in gazele de ardere. Variatia de temperatura in zona de condensare este relativ mica, datorita modificarii temperaturii de roua prin eliminarea vaporilor de apa din gazele de ardere, dar caldura recuperata este mare datorita valorii mari a caldurii latente de condensare. In exemplul aratat, se recupereaza caldura latenta din 75 g apa/kg gaze de ardere.

SISTEME COMPLEXE DE CAZANE CONDENSATOARE

In contextul celor doua probleme prioritare pentru toate instalatiile termice actuale, economia de energie §i protectia mediului, tehnologia elaborata de Gaz de France, pompa de vapori de apa, tinde sa aiba un camp de aplicare din ce tn ce mai larg. Solutia a fost expusa succint §i in cap.3 din punctul de vedere al reducerii em isiilor de NOx.

Pompa de vapori de apa {PAVE) este un ultim schimbator de caldura si masa in cadrul unui sistem de cazan, permitand largirea campului de valorificare a caldurii latente de condensare a vaporilor de apa din gazele de ardere. Acest concept, bine adaptat in cadrul combustiei gazului natural, combustibil atat bogat in hidrogen cat §i foarte curat, poate fi aplicat in majoritatea instalatiilor termice. In plus, reciclarea vaporilor de apa realizata de PAVE constituie o tehnica moderna §i economica de reducere a em isiilor de NOx din gazele de ardere.

PAVE este compusa din trei parti, doua schimbatoare de caldura si masa tip scruber §i un schimbator de caldura-condesator.

In condesator, agentul primar este constituit de gazele de ardere care mcalzesc un agent secundar (apa) care face parte dintr-un circuit separat de joasa temperatura (apa calda pentru tncalzire cu radiatie de joasa temperatura, etc).

In primul scruber agentul primar este reprezentat de gazele de ardere ie§ite din condensator iar agentul secundar este condensul r&cit provenit din scruberul al doilea (in urma procesului de incalzire-um idificare a aerului de ardere).

In al doilea scruber agentul primar este reprezentat de condensul cald obtinut de la condensator §i din primul scruber iar agentul secundar este aerul de ardere necesar instalatiei de ardere.

PAVE , prezentata in figura 12.24. asigura o recuperare aproape totala a caldurii evacuate in atmosfera prin gazele de ardere.

Acest lucru este obtinut prin trei principii de recuperare:■ condensarea pe circuitul de apa cu temperatura mai mica de 60 °C :■ cre§terea puterii de recuperare prin umidificarea aerului de ardere ;■ preincalzirea aerului de ardere cu vapori de apa la saturatie.Asocierea celor trei principii de mai sus este indispensabila pentru a ajunge la

performantele ridicate ale pompei cu vapori de apa. Sistemul PAVE devine economic viabil pentru puteri termice instalate mai mari de 2M W . L a sistemele cu puteri cuprinse intre 100 - 2000 kW este economica recuperarea energetica prin treapta de condensare simpla. Treapta de condensare este separata de cazan pe de o parte pentru ca nu este economica realizarea intregului cazan din materiale rezistente la coroziune.

368


iar pe de alta parte agentul termic secundar §i regimul de fumizare al acestuia pot fi diferite de cele din cazan. Sistemul PAVE se va analiza comparativ cu schemele uzuale de conectare a treptei separate de condensare la cazan. Pentru un cazan echipat cu condensator §i sistem PAVE procesul de functionare este reprezentat Tn figura 12.25.

1 - arzator; 2 - cazan; 3 - condensator; 4 - pompa de vapori de apa; 5 - introducere aer atmosferic; 6 - ie?ire gaze de ardere;7 - intrare agent termic; 8 - ie?ire agent termic; 9 - intrare

apa; 10 - ie^ire apa; 11 - PVA zona de evaporate; 12 - PVA zona de condensare; 13 - bucla de apS calda; 14 - bucIS de apa rece; 15 - conducta de echilibrare; 16 - preaplin; 17,18 - pompS;

19 - ventilator; 20 - alimentare cu gaz

Fig. 12.24. Schema functional a sistemului PA VE

L a punerea Tn functiune a cazanului, Tn condensator gazele de ardere urmeaza aceea§i evolutie ca Tn cazul descris anterior (A -B -C ). Prezenta Tn continuare pe traseu a scruberului de gaze de ardere, Tn care gazele intra Tn contact cu o apa de temperatura joasa, mai mica cu cca.20 °C decat cea din condensator, face ca procesul de condensare a vaporilor de apa sa continue pe traseul C -D din diagrama. Se remarca faptul ca Tn acest proces se condenseaza Tn continuare, Tn exemplul aratat, Tnca 50 g abur/kg gaze, ceea ce reprezinta Tnca 2/3 din ceea ce s-a recuperat Tn condensator. Incepand din acest moment efectul P A V E este amorsat.

Apa care se Tncalze§te Tn scruberul final de gaze de ardere este circulata, Tn mare parte, Tn circuit Tnchis, ea fiind utilizata Tn scruberul de pregatire a aerului de ardere pentru umidificarea §i Tncalzirea acestuia.

CAZAN

f ^ J g ) <8)

— @ s © ^

POMPA DE VAPORI DE APA PVA CONDENSATOR® (D ®

I |


B' A'

A

22o)>

Tem peratura evacuare gaze

Fig. 12.25. Diagrama de functionare a cazanului echipat cu condensator ji sistem PAVE

Aerul preia cele 50 g abur/kg gaze §i T§i ridica in acela§i timp §i nivelul de temperatura. Cele 50 g abur/kg gaze, vehiculate de aerul de ardere, se regasesc in gazele de ardere, alaturi de vaporii de apa rezultati din arderea hidrogenului din combustibil, astfel ca in final gazele de ardere nu mai sunt Tncarcate in proportie de 140 g abur/kg gaze (pet.A) ci in proportie de 190 g abur/kg gaze (pet A ’). Se observa in diagrama ca sistemul P A V E deplaseazS linia de functionare a condensatorului din A -B in A ’-B \

Fig. 12.26. Emisiile de NOx la cazanele cu §i fara P A V E

C u umidificarea aerului de combustie, PAVE dispune de un avantaj suplimentar deoarece aceasta umidificare duce la scaderea temperaturii flacarii, ceea ce conduce la o scadere a em isiilor de NOx. Din diagrama din figura 12.26 se poate vedea ca acest efect este important.

Astfel, se ajunge la micjorarea de pana la trei ori a concentratiei de NOx fata de un cazan traditional. De asemenea, pentru reducerea la minim a em isiilor de oxizi de azot este de

preferat alegerea unei PAVE foarte performanta, cu temperatura de preincalzire si saturare a aerului de ardere cat mai ridicata (max. 70°C).

Continut de NOx ] Tn mg/kWh (Pcj)

Temperatura apei la condensator

370


C A R A C T E R IZ A R E A F U N C T IO N A L A G E N E R A L AA C A Z A N E L O R C U C O N D E N S A T E

In cazul sistemelor cu o eficienta foarte ridicata, influenta temperaturii de alimentare este practic directa asupra temperaturii de iesire a gazelor de ardere, adica incrementul de temperatura al apei de alimentare se regasefte ca valoare in variatia temperaturii gazelor de ardere la ie§irea din convectiv.

Temperatura gazelor de ardere la cos reprezinta cel mai sintetic indicator de performanta al cazanului. Valorile obtinute pentru temperatura gazelor de ardere la co§ sunt foarte scazute fata de domeniul normal de functionare al cazanelor clasice. Astfel, valoarea efectiva a temperaturii gazelor de ardere la cazanele cele mai performante se incadreaza m domeniul 31 - 54 °C pentru exces de aer 1,1 §i 32 - 58 °C pentru exces de aer 1,3. C ifre le exprimate in valoare absoluta au semnificatie din punct de vedere al randamentului cazanului fata de puterea calorica inferioara, randament peste care se vor adauga procente de sarcina termica obtinuta prin condensare, rezultand astfel eficiente termice supraunitare ale cazanului. Astfel, randamentul fara condensare este de ordinul 99 % (raportat la Hi). Pentru o mai clara ilustrare, in graficele fig. 12.27 sunt prezentate alurile curbelor de eficienta termica raportata la puterea calorica inferioara pentru un cazan de 100 kW , la diverse excese de aer, la sarcina nominala §i la o serie de sarcini termice partiale.

371


In urma studiului efectuat pe o serie de solutii constructive, in paralel cu analiza fenomenelor de curgere §i transfer de caldura §i masa la cazanele cu condensatie, s-au desprins o serie de concluzii. Aceste concluzii se refera la conditiile generale de aplicare ale cazanelor cu condensatie in sensul optimizarii schemelor de implementare specifice §i la conditiile de realizare constructive Num arul de parametri constructivi §i functional care intervin in caracterizarea detaliata a functionarii cazanelor cu condensatie este mare datorita complexitatii fizice $i de modelare a fenomenelor de curgere §i transfer din aceste cazane. O sinteza a acestora este prezentata in continuare:

❖ Geometria suprafetelor de condensare trebuie gandita pentru a favoriza drenarea condensului format prin antrenare sub forma de picaturi fine datorita unei viteze ridicate a gazelor de ardere. Astfel drenarea condensului nu se va face numai gravitational ci §i prin antrenare mecanica a picaturilor cu gazele de ardere §i pelicula de condens va avea o grosime mica. O grosime mare de pelicula poate duce la blocarea fenomenului de condensare.

❖ Deoarece nivelul temperaturii punctului de roua este un parametru definitoriu in stabilirea timpului de lucru in condensare pe parcursul unui sezon de functional'© a cazanului, iar temperatura de roua este direct dictata de excesul de aer, aflandu-se in dependenta de proportionalitate inversa, rezulta cerinta de minimizare a excesului de aer. Indeplinirea acestei cerinte se poate realiza prin folosirea arzatoarelor cu preamestec in ventilator centrifugal stabilizare a arderii pe grile de impaslitura metalica sau pe suprafete ceramice poroase. Doua aspecte trebuie urmarite insa in particular §i anume emisia de noxe §i temperatura suprafetei de stabilizare. In ceea ce privesc emisiile de noxe, acestea se refera la oxizii de azot §i la oxidul de carbon. Em isiile de oxizi de azot sunt relativ limitate datorita scaderii temperaturii de ardere in procesele cu stabilizare pe suporturi radiante dar pentru incadrarea in conditiile de tip “Blue A ngel” poate fi necesara limitarea inferioara a excesului de aer.

❖ Datorita nivelului relativ scazut al temperaturii punctului de roua pentru gazele de ardere (cca. 55-60 °C ) se va asigura alimentarea zonelor de condensare cu agent termic de temperatura scazuta, cca. 5 °C sub valoarea temperaturii de roua, acest ecart fiind necesar asigurarii unui nivel minim economic de condensare. In acest sens, fie treapta de condensare se va alimenta separat de cazan cu agent specific, fie la cazanele monobloc se va asigura prin proiectarea instalatiei utilizatoare cu returul agentului termic, in conditii nominale de lucru, la valorile cerute pentru treapta de condensare.

❖ Una din conditiile de performanta ale cazanelor de condensare este incadrarea in gabarite reduse. Tinand cont de faptul ca aceste cazane au constructiv suprafete de transfer de caldura cu eficienta termica sporita in raport cu solutiile clasice de cazan, rezulta necesitatea realizarii unor incarcari termice de suprafata foarte mari. Aceasta se realizeaza prin marirea coeficientilor de transfer termic convectiv, ceea ce implica lungimi caracteristice de curgere mici §i viteze mari date de circulatia gazelor de ardere prin canale inguste la viteze de 6 - 18 m/s.

372


❖ Distributia sarcinilor termice pe zonele de transfer de caldura ale cazanului este diferita la cazanele de condensatie fata de cazanele clasice. Daca in mod uzual repartitia sarcinilor termice de tip radiativ §i convectiv este relativ echilibrata, la cazanele de condensatie transferul de caldura convectiv acopera peste 95% din sarcina termica fara condensare.

❖ La aceea§i sarcina termica la arzator suprafata de transfer de caldura a cazanelor cu condensatie este practic dubla fata de cea a cazanelor clasice. Investitia suplimentara atat in canitatea suplimentara de material cat $i in calitatea superioara a acestuia se amortizeaza datorita economiilor de energie in 1 - 3 ani functie de dimensiunea instalatiei §i regimurile de functionare ale acesteia. Nu trebuie neglijat efectul ecologic al condensarii materializat prin scaderea consumului specific de combustibil pentru unitatea termica furnizata. La sistemele peste 2 MW completarea sistemului de condensare cu scrubere pentru gazele de ardere §i aerul de ardere duce la realizarea unui sistem complex numit “pompa cu vapori de apa" caracterizat de eficiente termice cu cateva procente peste sistemele de condensare simple in conditiile cre§terii temperaturii de retur din instalatia utilizatoare.

EXEM PLU DE M ETODOLOGIE DE CALCUL PENTRU UN CAZAN CU CONDENSATIE, CU SERPENTINA GOFRATA

Realizarea cazanelor din teava gofrata (detaliul de teava gofrata este prezentat In figura 12.28) aduce avantajul crejterii suprafetei de transfer de caldura pe unitatea de lungime de teava in conditiile mentinerii la valoare minima a temperaturii de perete, spre deosebire de sistemele de extindere a suprafetei de tip aripioara la care temperatura suprafetei pe partea gazelor de ardere este diferita de temperatura peretelui direct scaldat de agentul termic secundar. Pe langa acest avantaj este de mentionat caliatea intrinseca de preluare a dilatarilor $i transformarea curgerii in transferul de caldura din curgere transversala peste fascicul de tevi in curgere prin canale Tnguste. Solutia constructiva generala a fost deja prezentata m figura 12.5.

Alimentarea cu apa a cazanelor se face pe la partea inferioara asigurandu-se astfel conditia de contracurent cu gazele de ardere. Arzatorul cu preamestec §i dozaj constant aer-combustibil are frontul de flacara stabilizat pe o sita de forma cilindrica realizata din fibre metalice termorezistente. Datorita suprafetei mari de stabilizare lungimea frontului de flacara este mica, de ordinul zecilor de mm , permitand montarea zonei convective aproape de cilindrul arzatorului. Datorita stabilizarii pe impaslitura refractara, aceasta se mcalze§te la o temperatura cuprinsa Tntre 250 §i 650 °C.

Gazele de ardere ce rezulta in focar prin arderea combustibilului traverseaza radial prima serpentina ajungand in spatiul dintre aceasta §i peretele exterior al cazanului. Spatiul de curgere este constituit de un numar de canale determinat de numarul de spire ale focarului. Urmeaza circulatia axiala a gazelor de ardere peste o serpentina a§ezata langa peretele exterior, care formeaza canale de curgere axiala intre teava §i perete, determinate de numarul de spatii gofrate care se afla pe o circumferinta de serpentina. Acest tip de curgere a gazelor se mtalne§te la exteriorul serpentinei 1 §i la serpentina 2, formand drumurile convective 1 §i 2 ale cazanului.

373


Figura 12.28. Detaliu de teava gofrata si principalele caracteristici dimensionale

Gazele de ardere strabat tevile schimbatorului de caldura astfel dimensionat meat sa asigure o racire putemiea a acestora §i condensarea vaporilor de apa. Apa circula in contracurent cu gazele de ardere, iar condensul format se scurge catre partea inferioara a cazanului unde este dirijat catre o conducta de colectare §i evacuat la canalizare prin intermediul unui sifon cu garda hidraulica.

Prin tema de proiectare se dau:Q,„ - sarcina termica utila a caznului, in [kW] ;tai - temperatura apei de alimentare a cazanului [°C] ;t,, - temperatura apei la ie§irea din cazan [°C];Combustibilul utilzat - metan.Caracteristicile dimensionale ale cazanului §i ale tevii gofrate.

Prin calcul se va urmari verificarea sarcinii termice a cazanului pentru solutia constructiva data in ipoteza functionarii in regim de condensare.

Se efectueaza calculul arderii combustibilului §i se determina V0,V„ .H, . Functionarea cazanului este cu suprapresiune in focar, coeficientul de exces de aer fiind constant §i egal cu cel din focar (cca. 1,05 -f 1,15) pe tot traseul gazelor de ardere.

In bilantul general al cazanului va apare randametul termic fara condesare, urmand ca efectul condensarii sa se adauge efectului de transfer de caldura ca un fenomen suprapus. La temperatura la co§ de cca. 60 °C randamentul termic fara condensare este de cca. 98 %, iar efectul condensarii se va adauga suplimentar prin termenul

Ar| = Qcond / Qcomb care are o valoare de ordinul 5 - 8 %.

374


Astfel, in ansamblu, cazanul va avea eficienta termica (^ 1 ef ) de 103 - 105 %, raportata la valoarea puterii calorice inferioare a combustibilului Hi §i un randament

( l l c z ) inferior valorii de 100 % pentru raportarea (corecta din punct de vedere al bilantului termic) la puterea calorica superioara a combustibilului Hs :

I * ) = ~ - l ° 0 < l ° 0 t %J (12.8)

Deoarece concentratiile de oxid de carbon in gazele de ardere la co§ sunt foarte mici (de ordinul unitatilor de ppm ) nu se pune problema considerarii unei pierderi specifice prin ardere incomplete de natura chimica.

De asemenea, datorita solutiei constructive de centrala, ce inglobeaza corpul cazanului in spatiul din care se preleveaza aerul de ardere, se poate neglija §i efectul pierderilor specifice de caldura prin suprafetele exterioare calde ale cazanului.

Debitul de combustibil se calculeaza cu metoda clasica, prin raportarea debitului util de caldura la eficienta §i putere calorica inferioara a combustibilului.

8 = “ [m V s] (12.9)Vef

cu varianta de exprimare ca debit orar de combustibil : Bi,=B ■ 3600 [m3N/h]

DEFINIREA FLUXURILOR DE CALDURA :

Urmarind circulatia gazelor de ardere, conform solutiei constructive, se pot identifica urmatoarele fluxuri de caldura pentru serpentina focar - convectiv 1 :

❖ In focar (zona de ardere §i radiatie), doua fluxuri de caldura radiante §i anume fluxul de caldura radiat de suprafata peretelui arzatorului (care se calculeaza ca un fenomen de radiatie intre un corp solid cu emisivitate circa 0,8 §i incinta materializata de serpentina care are temperatura apei din serpentina) §i fluxul de caldura radiat de gazele de ardere care au fost produse de arzator §i umplu volumul din camera cilindrica dintre arzator §i prinm serpentina.

❖ In zona convectiva a serpentinei focar:■ Un flux de caldura pe care gazele de ardere il cedeaza convectiv

serpentinei 1 la traversarea prin canalele tevii gofrate din zona de ardere catre peretele exterior al cazanului. Curgerea este radiala fata de axa cazanului.

■ Un flux de caldura cedat convectiv de gazele de ardere la curgerea prin portiunea libera dintre exteriorul serpentinei focar §i peretele exterior, in sens axial al cazanului.

375


Dupa cum rezulta din descrierea functionala a cazanului, circulate gazelor de ardere fata de serpentina poate fi de doua feluri:

■ Circulatie a gazelor de ardere radiala pe o serpentina, caz in care gazele de ardere strabat Tn directie radiala tevile, spatiul de curgere fiind constituit de un numar de canale determinat de numarul de spire care constituie cilindrul prin care tree gazele radial: cazul se intalneijte la focarul cazanului.

■ Circulatia gazelor de ardere axiala pe o serpentina, caz in care serpentina este a§ezata langa un perete, si se formeaza canale de curgere axiala intre teava §i perete, determinate de numarul de spatii gofrate care se afla pe o circumferinta de serpentina; cazul se mtalne§te la serpentina 2 din drumul convectiv al cazanului §i la exteriorul serpentinei 1 care este marginita de cama§a exterioara a cazanului.

Pentru calcul s-a aplicat modelul de transfer de caldura specific pentru canale de forme necirculare. Deoarece regimul termic al gazelor de ardere nu depinde de fenomenul de condensatie care apare pe unele serpentine, condensarea nu influenteaza in principiu transferal de caldura sensibila ci numai transferal de caldura latenta §i schimbul de masa. O u§oara alterare a rezultatelor se poate tnsa produce datorita acestei ipoteze, pe de o parte datorita modificarii regimului de temperaturi al apei care, preluand §i caldura de condensare din gaze, va avea o incalzire mai intensa iar pe de alta parte datorita variatiei volumului de vapori de apa din gazele de ardere. Diferenta de temperatura pe circuitul apei este insa relativ redusa, maxim 8 % din 20 °C. adica 1,6 °C, §i nu altereaza sensibil rezultatele, iar variatia de presiune partiala a vaporilor de apa din gazele de ardere nu duce la modificari majore ale valorilor principalilor parametrii fizici ai acestora.

Se considera din punct de vedere gazodinamic traversarea uniforma a serpentinei focar de catre gazele de ardere. Numarul de canale simple care se formeaza este de 8, corespunzator celor 4 spire ce delimiteaza focarul, prin fiecare canal circuland astfel 1/8 din debitul total de gaze de ardere.

Gazele de ardere, dupa traversarea radiala a serpentinei, intra progresiv (din punct de vedere al directiei axiale) Tn spatele acesteia. Astfel. debitele de gaze care scalda fiecare serpentina in sens axial al cazanului, rezulta din adunarea debitului de pe serpentina anterioara cu cel ce curge prin canalele radiale de gaze, la nivelul serpentinei in discutie.

In curgere axiala din punctul de vedere al ansamblului, peste prima spira a serpentinei 1, vor fi numai 1/8 din debitul de gaze al cazanului; pentru a doua spira a serpentinei se mai adauga prin intrare radiala 2/8 din debitul de gaze al cazanului §i deci va participa la transferal de caldura 3/8 din debitul de gaze al cazanului.

Pe ultima spira a serpentinei 1 debitul de gaze este de 7/8 din cel total al cazanului deoarece 1/8 din debitul de gaze de ardere trece direct din focar in serpentina 2 prin canalele de traversare.

376


Pentru convectivul doi, conditiile geometrice de curgere sunt similare cu primul convectiv, adica aceasta se desfasoara longitudinal prin canalele necirculare formate de gofrare datorita prezentei snururilor de umputura atat intre peretele exterior §i serpentina cat §i Tntre serpentina §i peretele interior al corpului deflector (dop ceramic sau metalic). Efectul acestor §nururi este astfel deosebit de important, nu atat prin realizarea de viteze marite, cat prin schimbarea lungimii caracteristice a transferului de caldura prin convectie, in sensul scaderii drastice, de circa 5-10 ori fata de cazul curgerii transversale peste fascicul de tevi care ar avea ca lungime caracteristica diametrul exterior al tevii.

Convectivul 2 se materializeaza §i in suprafata de condensare, atat datorita regimurilor de temperaturi ale agentilor cat ?i datorita caracteristicilor functionale ce avantajeaza drenarea peliculei de condens.

Pentru calcul, conform modelului fizic al curgerii, se vor defini urmatoarele zone de calcul conform figurii 12.29 :

Fig. 12.29. Discretizarea suprafetei de transfer de caldura §i masa

377


1. suprafata tevii gofrate, orientata catre axul cazanului, determinate de sectionarea convectivului cu un cilindru ce trece prin axa tevii; este o suprafata supusa radiatiei gazelor de ardere din focar §i radiatiei suprafetei solide cilindrice care materializeaza arzatorul;

2. suma suprafetelor scaldate de gazele de ardere la strabaterea radiala a serpentinei focar-convectiv 1;

3. fiecare jumatate de spira in parte, in zona dintre convectivul 1 §i peretele despartitor, avansand longitudinal in directia trecerii din convectivul 1 in convectivul 2; pentru fiecare suprafata in parte se modifica debitul de gaze de ardere ce o spala; fiecare suprafata este dependents de rezultatele de calcul ale suprafetelor anterioare;

4. serpentina convectivului 2 in ansamblu, pentru calculul transferului de caldura sensibila de la gazele de ardere la apa;

5. fiecare spira a convectivului 2, pe rand, de la iejirea gazelor de ardere la co§ amonte in sensul axei cazanului, pentru calculul condensarii.

CALCULUL TERM1C AL ZONEI DE FOCAR

Calculul termic incepe prin determinarea temperaturii teoretice de ardere. Pentru aceasta se initializeaza temperatura teoretica la o valoare cuprinsa intre 1850 °C §i 2000 °C §i pentru valoarea initializata se determina caldura specifica a gazelor de ardere cpg.

Se folose§te relatia de determinare:

t H i + a ' V, r Cva -tao ' {Vso + { a - \ ) - V n) - c m

[°C1 (12.10)

Se verifica daca temperatura astfel calculata este intr-un interval de +/- 50 °C fata de temperatura teoretica initializata. Daca nu este indeplinita conditia, se reinitializeaza temperatura teoretica §i se reia calculul pana la indeplinirea conditiei.

Fluxurile de caldura din focar se determina independent astfel:

■ pentru fluxul radiat de suprafata de stabilizare a arzatorului catre serpentina focar se utilizeaza relatia:

378


Q a f = C o ■ £ az ■ S az ■ ( T * ~ T Ap a . ) [k W l ( 1 2 . 1 1 )

unde : C„ = 5,76* 10"' , constanta de radiatie Stefan - Boltzmann;eaz= , coeficient de absorbtie al suprafetei arzatorului;Saz - suprafata laterala a arzatorului: Sa/ = n ■ DK ■ fnr]Taz = 673 K (valoare uzuala);Tper = tper + 273 = te + 273 [K]

■ iar pentru fluxul de caldura radiat de mediul gazos din focar se folosesc relatiilespecifice determinarii coeficientilor de radiatie in convective (incinte culungime de radiatie mica, fara radiatie luminoasa):

Q&f ~~ a rf ’ $ r 10-3 [kW] (12.12)

unde : a rf este coeficientul convectiv de radiatie a gazelor de ardere din focar;Sf este proiectia pe diametrul interior al serpentinei focar:S f — 71 ■D ■ L / [m2] (12.13)

cu D lf - diametrul interior al serpentinei focar §i L f - lungimea focarului in directia

axei longitudinale a cazanului; * /= temperatura estimata a gazelor de ardere laintrarea in zona de schimb de caldura convectiv a serpentinei focar (trecerea radiala) conform graficului din figura 12.30 (exemplu pentru cazanul de 100 kW).

Figura 12.30. - Valori de initializare pentru temperatura de ie§ire a gazelor de ardere din focar

379


Pentru GCrf se va folosi relatia :

a -5 .765 -10 -8 p ■a ■Ti ■9 g S '*

f j V '6perTv sm yJZ, A

P'T\ y

[W/m'K]

(12.14)unde pentru coeficientul de absorbtie al peretelui se ia valoarea ap=0,84 §i temperatura medie a gazelor de ardere este: Tgm = (T,+ Tf) ■ 0,5 [K]

Coeficientul de absorbtie al mediului gazos - ag - este dat de relatia:

-A-,, -sa = 1 — eg

cu CTOsimea s tratu lu i rad ian t: s =4--V r

s pf

unde volumul focarului este: Vf = — [m3]

(12.15)

(12.16)

(12.17)

iar sup ra fa ta to ta la a pe re t i lo r de lim ita to r i ai fo caru lu i este:

s Pr - 71' (Dif +Daz)' Lf + 2 ■K

[m

§i constanta de radiatie a gazelor:

0,8 +1,6- p H O (K g =

P r o -,

T }1 - 0,38 ■

1000

(12.18)

' (P h2o + P ro, ) (12.19)

n . ~ V Vocu : p g = 1 bar.

Ps [bar]; P h2o ~H,()

Vgo + ( a , -1 )\ ' 'Pg [bar]

Dupa determinarea fluxurilor Qaf §i Qgf se determina fluxul total de caldura transmis m focar:

Q r = Q a f + Q gf fkW] (12.20)

Temperatura reala a gazelor de ardere la ie§irea din focar se determina cu relatia:

380


Q fV p. [°C] (cu cp!, determinat pentru t,Ar„) (12.21)

U gN ' C pg

§i D„n = B ■ Vg - debitul normal de gaze de ardere [m3N/s].

Aceasta temperatura este cea cu care gazele de ardere intra in zona de trecere radiala din focar in spatele serpentinei focar - convectiv 1 (denumita conventional §i serpentina 1).

CALCULUL TERM IC AL SERPENTINEI FOCAR LA SCALDAREA RADIALA ( FATA D EAXU L CAZANULUI)

Pentru a calcula fluxul de caldura transmis de gazele de ardere in traversarea radiala a serpentinei 1 este necesara initializarea temperaturii de ie§ire a gazelor de ardere din traversarea radiala (tr) la valoarea de 500 °C §i determinarea parametrilor

fizici ai gazelor de ardere la t ..= tf + r :

vascozitatea cinematica v = [m’/s]conductibilitatea termica X = [W/mKJcriteriul Prandtl P r = [-]caldura specifica c pg = [J/m3NK]

Convectia la traversarea transversala a serpentinei are urmatoarele caracteristici:

convectie fortata; fara schimbare de faza;curgere transversala peste tevi gofrate alaturate; la racirea fluidului.

Marimile geometrice implicate in aceasta convectie sunt:

lungimea caracteristica = diametrul hidrauluic al canalelor ce se formeaza prin alaturarea tevilor gofrate, conform figurii 12.28; aceasta lungime se poate aproxima cu (2*latime canal).

sectiunea de curgere radiala, conform figurii 12.29. este (Scr) = suma sectiunii, pe diretia perpendiculara curgerii, a tuturor canalelor de curgere formate prin alaturarea spirelor din serpentina 1:

S a r = S d m l ' 7 1 ' D mf ' [ m 2 ] ( 1 2 . 2 2 )

unde Sc/mi este sectiunea de curgere transversala pe un metru de lungime de teava gofrata, iar ntl este numarul de spire al serpentinei 1;

suprafata de schimb de caldura in curgerea radiala (Sscr) = jumatate din suprafata totala de transfer de caldura a serpentinei, deoarece se considers

381


convectia la trecerea radiala ca actionand de la fata interioara a serpentinei (catre focar) pana la intersectia cu jetul din spatele serpentinei, adica in sectiunea de diametru mediu al serpentinei:

S .,cr = ~ ■ S „mi ■ * ■ D mf ■ na n r (12.23)

unde St/m] este suprafata de transfer de caldura pe un metru de lungirne de teava gofrata

Se determina viteza caracteristica transferului de caldura : t..+ 273

D gN 273S„

[m/s] (12.24)

unde D gN este debitul normal de gaze de ardere §i criteriul Re pentru curgere:W ■ /

R e = ——— ~V

(12.25)

Pentru determinarea coeficientului de transfer de caldura convectiv la trecerea radiala ( OCa. ) se folosesc relatiile:

Pentru Re > 2300 :

a ,r = — -0,024 •

f (2X\r n l i j

1 +

jV J

Re0,8 - Pr:i n ■ £Re [W /(nr ■ K)] (12.26)

6 -1 0cu: ^Re — 1 |^ e l s Pentru Re < 10.000 §i eRe =1 pentru Re >10.000,

unde d e este diametru! exterior al tevii sofrate.

Pentru Re < 2300 :

3,65 + -

0,0668- ' -R e-Pr d .

(1 + 0,04 •

Kd eRe- Pr

[W /(m--K)] (12.27)

Coeficientul de transfer de caldura prin radiatie se neglijeaza datorita lungimii de radiatie foarte mici (de ordinul deschiderii dintre gofre).

Astfel, coeficientul global de trasfer de caldura in trecerea radiala devine:

382


K cr = 0,9 • a cr [W/(m2 • K)] (12.28)

unde 0,9 este un coeficient de reducere ce tine seama de rezistenta termica de tip conductiv a peretelui metalic §i de rezistenta termica de tip convectiv pe partea apei.

Se determina temperatura reala de ie§ire a gazelor de ardere dupa trecerea radiala peste serpentina cu relatia de verificare:

K c r - S scr

t = t + [ t f — t ) - e D*nCps ror ir am \ f am / | CJ (Iz.zy)

unde tameste temperatura medie a agentului secundar (apa).

Rezulta fluxul de caldura transmis in trecerea radiala a gazelor de ardere :

Qr = D,n 'Cph ■ (tf - t r\ 10"3 [kW] (12.30)CALCULUL TERMIC AL SERPENTINE! FOCAR LA SCALDAREALONGITUDINALA( FATA D EAXU L CAZANULUI)

Cunoscand temperatura gazelor de ardere la ie§irea din trecerea radiala §i debitul de gaze de ardere in curgerea longitudinala (fata de axa cazanului) din spatele primei spire a serpentinei 1, se poate calcula transferul de caldura convectiv ce rezulta.

Pentru a calcula acest flux de caldura se initializeaza temperatura de ie§ire a gazelor de ardere la sfar§itul transferului de caldura peste prima spira (tsl) la valoarea

de 200 °C si se determina parametrii fizici ai gazelor de ardere la tm] = tf + — :

vascozitatea cinematica v = [nr/s]conductibilitatea termica X = [W/(rrr - K)1criteriul Prandtl Pr = [-]caldura specifica cps = [J/m3NK]

Convectia are urmatoarele caracteristici: convectie fortata; fara schimbare de faza;curgere transversala peste teava gofrata marginita de perete; la racirea fluidului.

Marimile geometrice implicate in aceasta convectie sunt:lungimea caracteristica = diametrul hidrauluic al canalelor ce se formeaza intre teava gofrata ?i perete. conform figurilor 12.28 $i 12.29 ; aceasta lungime se poate aproxima cu latimea canalului (lCanai~ hcanai).

383


Figura 12.31. Formarea canalelor de trecere la serpentina 1

sectiunea de curgere (Sc) = suma sectiunii, pe diretia perpendiculara curgerii, a tuturor canalelor de curgere formate conform detaliului de solutie constructiva din figura 12.31: S c = 0,5 • S clmI ■ K ■ D mf [m2]

(12.31)

suprafata de schimb de caldura m curgerea radiala (Sscr) = jumatate din suprafata totala de transfer de caldura a spirei, deoarece se considera convectia de la trecerea radiala pana la intersectia cu urmatorul jet din curgere radiala (adica pana in urmatoarea sectiune de diametru mediu a serpentinei):S sc ~ 0,5 • 5 , /m/ -TC ■ D mf [m2] (12.32)

Se determina viteza caracteristica transferului de caldura :

D , ^ + 273 * 273

% = -------- ----------- [m/s] (12.33)

unde Dg este debitul normal de gaze de ardere prin spatele spirei 1

„ _ Wf,§i criteriul Re pentru curgere: “ .

Pentru determinarea coeficientului de transfer de caldura convectiv se folosesc

relatiile pentru ( OCcr) prezentate anterior.

Coeficientul de transfer de caldura prin radiatie se neglijeaza datorita lungimii de radiatie foarte mici (de ordinul deschiderii dintre gofre).

384


Astfel, coeficientul global de trasfer de caldura devine:

K c = 0,9 • a c [W/(m2- K)] (12.34)


Se determina temperatura reala de ie§ire a gazelor de ardere cu relatia de verificare:

unde tameste temperatura medie a agentului secundar (apa).

Rezulta fluxul de caldura transmis in trecerea radiala a gazelor de ardere la exteriorul spirei 1:

Modelul de calcul aplicat pentru prima spira se reia pentru urmatoarele spire (2,3 §i 4) cu diferenta ca intrarea in zona de transfer de caldura nu mai este a unui debit cu sursa unica de provenienta ci a unui amestec de gaze de ardere, conform schemei de curgere.

Astfel:- la exteriorul spirei 2 va curge un amestec de :

• 1/8 DgN cu temperatura tsJ rezultat din trecerea la exteriorul spirei 1• 2/8 DgN cu temperatura tr rezultat din trecerea radiala intre spira 1 §i

spira 2.§i va genera fluxul de caldura util Qs2.

- la exteriorul spirei 3 va curge un amestec de :• 3/8 DgN cu temperatura ts2 rezultat din trecerea la exteriorul spirei 2• 2/8 DgN cu temperatura tr rezultat din trecerea radiala intre spira 2 $i

spira 3.§i va genera fluxul de caldura util Qs3.

- la exteriorul spirei 4 va curge un amestec de :• 5/8 DgN cu temperatura ts3 rezultat din trecerea la exteriorul spirei 3• 2/8 DgN cu temperatura tr rezultat din trecerea radiala intre spira 3 §i

spira 4.§i va genera fluxul de caldura util Q,4.

(12.35)

Qsi = D g -c pg • ( ? , 3 [kwi (12.36)

385


CALCULUL GLOBAL AL SERPENTINEI FOCAR

Fluxul de caldura total schimbat de seipentina 1 devine :

4

Qserp\ = Q f + Qr + X 2 ,/ [kW] (12.37)

Intr-un calcul automat, se fac verificari de concordanta intre temperaturile initializate pe parcursul calculului §i cele rezultate din calcul, facandu-se numarul de iteratii necesar pentru inchiderea acestora sub o eroare admisibila (de exemplu 0,1 °C). In cazul calculului manual acest lucru nu este posibil, acceptandu-se erorile rezultate din predictiile aproximative. Datorita acestei particularitati, temperatura finala a gazelor de ardere la iejirea din serpentina 1 §i intrarea in serpentina 2 se va calcula cu relatia globala:

teoretica §i respectiv la temperatura de iejire din serpentina 1 (calcul iterativ) §i nu cu relatia de calcul a temperaturii amestecului de gaze.

Temperatura la intrarea m convectivul 2 va fi data de amestecul a:• 7/8 DgN cu temperatura ts4 rezultat din trecerea la exteriorul spirei 4• 1/8 DgN cu temperatura t, rezultat din trecerea radiala mtre spira 4 §i

corpul central deflector.

CALCULUL TERMIC AL SERPENTINEI 2 (SERPENTINA CONVECTIV)

Pentru a calcula fluxul de caldura sensibila schimbat de serpentina 2 (partea din serpentina cazanului cuprinsa intre corpul centra! de dirijare a gazelor de ardere §i peretele exterior al cazanului) se determina parametrii fizici ai gazelor de ardere la

t (12.38)

„ t t tserp\unde L pg §i c pg sunt caldurile specifice ale gazelor de ardere la temperatura

vascozitatea cinematica conductibilitatea termica criteriul Prandtl caldura specifica

v =

P r =

[m2/s][W/(m2 • K)]

[J/m3NK]

Convectia are urmatoarele caracteristici: convectie fortata; fara schimbare de faza;

386


curgere transversala peste teava gofrata marginita de pereti; la racirea fluidului.

Marimile geometrice implicate in aceasta convectie sunt:lungimea caracteristica = diametrul hidrauluic al canalelor ce se formeaza intre teava gofrata §i perete, conform figurii 6.23 ; aceasta lungime se poate aproxima cu latimea canalului (lcanai~ hcanal).sectiunea de curgere (SC2) = suma sectiunii, pe diretia perpendiculara curgerii, a tuturor canalelor de curgere formate:

S c2 ~ S c/mi ' • D mf [nr] (12.39)

suprafata de schimb de caldura (Ssc2) = suprafata totals de transfer decaldura a serpentinei:

S .1 C 2 = S t / m l ' H t l [nr] (12.40)unde n t2 este numarul de spire al serpentinei 2.

Se determina viteza caracteristica transferului de caldura :

+ 273D gN 273

w*2 = --------------------- [m/s] (12.41)

Figura 12.32. Formarea canalelor de trecere la serpentina 2

W , 72 csi criteriul Re pentru curgere: Ke = .

V

Pentru determinarea coeficientului de transfer de caldura convectiv se folosesc relatiile pentru ( CXa. ) prezentate anterior..

387


Coeficientul de transfer de caldura prin radiatie se neglijeaza datorita lungimii de radiatie foarte mici (de ordinul deschiderii dintre gofre) §i a temperaturii medii scazute. Astfel, coeficientul global de trasfer de caldura devine:

K c2 = 0,9 • a cl [W/(m2 • K)] (12.42)


Se determina temperatura reala de iejire a gazelor de ardere cu relatia de verificare:

K,-2'Sx-2

**2 = + fe l - Km ) ' * * * * * [°C] (12.43)

Rezulta fluxul de caldura transmis in serpentina 2:

Qs2 = D ,n • cpg ■ {ts] - t s2) \ (T3 [kW] (12.44)

Fluxul total de caldura sensibila transmis in cazan devine:

Qsenmi = Q s] + Q 2 [kW] (12.45)

CALCULUL TERMIC LA FUNCTION AREA IN REGIM DE CONDENSATIE (SERPENTINA 2)

Se verifica in primul rand existenta conditiei de condensare: t per < t rnua , unde

t per ~ tam dupa care se calculeaza temperatura stratului limita de condensare ca o

t _ Sm Permedie intre temperatura gazelor de ardere §i temperatura peretelui: 'iim — 0

Se calculeaza apoi constantele fizice ale gazelor de ardere din stratul limita:■ coeficientul de difuzie moleculara D,y■ coeficientul de viscozitate cinematica n„

y g§i rezulta criteriul SC H M ID T : ^ c „ (12.46)

i f

Pentru calculul criteriului SHERWOOD , caracteristic difuziei turbulente, se calculeaza cifra REYNOLDS pentru gazele de ardere din stratul limita:

388


R e , - = \ ech §i apoi 5/z = 0 ,0 2 3 -R e0J m-5 c 0-33 (12.47)

Coeficientul de transfer de masa /? , analog cu coeficientul de transfer de caldura a , se calculeaza cu relatia:

Sh ■ DifP = ~ T ~ ~ (12.48)

ech

Calculul debitului de condens pe suprafata se face dupa relatia de transfer de masa in care gradientul motor este diferenta de concentratii, respectiv presiuni partiale a vaporilor de apa intre gazele de ardere §i perete:

J = B - ( p gaz - p per ) ■J mas / \P h20 PH20 J .t + 273 [kg/(s-m")] (12.49)

In care termenul )■0,02157

+ 273reprezinta diferenta dintre

concentratiile de H20 in gaze §i la perete, deoarece concentratia vaporilor de apa in amestec este:

r M_

C h 2o = PH20 • ' ; P H2o = P aH2o ' 98066 [Pa] (12.50)^ gm ' ^ 3

cu P h 2o exprimat adimensional (conform calculului de ardere).

Daca suprafata de condensare luata in considerare pentru elementul de calcul este Samci rezulta ca debitul de condensat obtinut pe suprafata elementului va fi:

Gamd = J mas' S amd [kg/s] (12.51)

Fluxul de masa determina un flux echivalent de caldura de condensare prin multiplicare cu caldura latenta de condensare r. Se revine la o rezistenta termica difuziva Rdif prin raportarea la suprafata §i la diferenta de temperatura gaze de ardere - apa. Inversul rezistentei difuzive este coeficientul echivalent de convectie difuziva adif.

In gazele de ardere initiale cantitatea de HzO a fost:

G h 2o ~ D gN • C H2o [kg/s] (12.52)

389


In gazele de ardere finale cantitatea de H20 va fi:

Gmofin — G m o in - Gcond [kg/s] (12.53)

Rezulta concentratia finala de H20 :

CJi” -

s~y fin H 2 0

d sN(12.54)

NOTA: pentru simplifwarea calculului, datorita temperaturii scazute a gazelor de ardere nu s-aii mai considerat corectiile de temperatura pentru trecerea de la debitul normal la cel real §i invers.

Presiunea partiala absoluta |P a ] finala va fi:

P fHO = C m o fin ■ 461,9 ■ (tgm + 273) (12.55)

§i presiunea partiala [bar] :fin

p 1"' (adm) - — — ( 19 56)H>° 9 8 0 6 6 ,5 ( ' - i6)

Coeficientul convectiv al condensarii pe perete este acd= l/R cd §i se calculeaza cu relatia clasica de condensare:

f f , „ = 0 ,6 5 2 - A (12.57)

unde Ac este o constanta functie de parametri fizici ai apei din pelicula de condens la temperatura de condensare, prezentata m tabelul urmator:

Caracteristici fizice ale apei la saturatie §i constanta Actr

[ ° C ]

X[W/(m*K) |

r[J/kg]

Papa[kg/nr ]

pab[kg/m3]

V

[m/s2]Ac[-J

40 0,6338 2406000 992,16 0,05115 6.59E-7 9752,6750 0,6478 2383000 988.04 0,08306 5,56E-7 10308,560 0,6594 2358000 983,19 0,1302 4.79E-7 10801,370 0.6676 2333000 977,71 0,1982 4.15E-7 11253,880 0.6745 2308000 971,82 0,2934 3,66E-7 11653,590 0,6804 2282000 965,34 0.4235 3,26E-7 12019,5100 0.6827 2257000 958,31 0,5977 2.95E-7 12297,7

Pentru calcul automat se poate utiliza relatia de regresie exponentiala:

Ac = 9 130 + 141,37 • ( tr0lld - tpe) °'774553 (12.58)

390


Coeficientul compus de transfer de caldura prin condensare va fi:

O'coml = 1 / Rcond (12.59)

unde Rcond ~ Rdif Red (12.60)

Cu aceste date se poate calcula complet transferul de caldura §i masa in procesul de condensare §i se obtin parametrii finali. In continuare se pune conditia ca valoarea initial atribuita sarcinii termice, randamentului (eficientei) §i respectiv temperaturii gazelor de ardere la co§, sa nu difere cu mai mult de 1 % fata de valoarea calculata. Daca nu se indepline§te conditia, se reia calculul cu noua valoare a parametrilor de intrare.


13. CAZANE DE ABUR

13.1. CAZANE IGNITUB ULARE

Cazanele de abur industriale sunt de o varietate foarte mare. Pentru centralele industriale mici, tipul cel mai utilizat este cazanul cu volum mare de apa.

Pe de o parte datorita inertiei termice mari pe care o are volumul mare de apa din tamburul cazanului §i masa de metal in contact cu apa la saturatie, care ii confera o mare stabilitate a parametrilor chiar la fluctuatii relativ mari de debit cerut de consumatori, pe de alta parte datorita sensibilitatii lui reduse la calitatea apei de alimentare, acest tip de cazan este aproape Tn exclusivitate utilizat Tn centralele industriale mici.

Dintre alte avantaje ale acestui tip de cazan amintim faptul ca este monobloc, adica se livreaza complet montat, inclusiv cu sistemele de ardere §i alimentare, ocupa un spatiu mic Tn centrala §i are un cost mai scazut decat cazanele acvatubulare la debite de abur pana la 10 t/h §i presiuni pana la 16 bar.

Debitele de abur uzuale pentru asfel de cazane se Tncadreaza Tntre 200 kg/h §i4 t/h, uneori ajungand, cu costuri comparativ acceptabile, chiar pana la debite de 10 t/h. Aburul produs este un abur saturat, la presiune de 2 - 16 bar suprapresiune. Datorita unei bune separari a emulsiei Tn tambur §i Tn separatoarele de ie§ire, aburul are o umiditate foarte mica, de ordinul 0,5 - 1 %, ceeace face ca depunerile de saruri Tn condensatoarele utilizatorilor sa fie foarte reduse.

Schema de principiu a unui astfel de cazan este prezentata Tn figura 13.1 iar Tn figura 13.2 este prezentata schema de pricipiu a unei solutii constructive cu convectiv tubular de diametru mare Tn locul convectivului 1 din fascicul de tevi (solutia se aplica la debite de abur mici, sub 1 t/h).

Fig. 13.1. Cazan de abur tehnologic cu tub de flacara ji doua drumuri convective

392


Fig. 13.2 Solutie constructive de cazan cu convectiv tubular de diametru mare

Unele cazane pot fi prevazute §i cu suprafete anexe de tip economizor sau preincalzitor de aer. Economizoarele se realizeaza din tevi lise §i sunt in general de tip ignitubular (treapta separata) sau se pot realiza din tuburi termice (eventual cu extindere de suprafata pe partea gazelor de ardere. Preincalzitoarele se monteaza la iejirea gazelor de ardere din cazan §i se realizeaza din tevi lise, cu circulatia gazelor de ardere la interiorul tevilor. Un avantaj constructiv la cazanele cu preincalzitor este

393


ie§irea gazelor de ardere in partea din fata a cazanelor, de exemplu la cazanele cu focar cu strabatere §i un drum convectiv, a§a cum se exemplifies in fig. 13.3.

Fig. 13.3 Cazan cu preincalzitor $i ie§irea gazelor de ardere la partea din fata

Varianta cel mai des utilizata de solutie constructiva de cazan de abur saturat cu volum mare de apa, focar cu strabatere §i doua drumuri convective poarta numele de Cazanul ABA si este prezentata schematic in figura 13.4.

Cazanul este alcatuit dintr-un tambur (9) cu diametru mare in interiorul caruia se afla suprafetele de schimb de caldura: tubul de flacara cu peretii ondulati (2) cu rol de focar §i tevile de fum cu rol de fascicol fierbator - convectiv (5 §i 7).

Intoarcerea gazelor de pe un drum pe altul se face prin cutii de intoarcere. Cutia de intoarcere spate (4) este racita cu tevi de apa, iar cea de intoarcere fata (6) este realizata din tabla captu§ita cu material refractar.

Volumul mare de apa la saturatie din cazan asigura o mare inertie termica, adica o mare capacitate de acumulare de caldura, ceea ce ofera avantajul posibilitatii preluarii fluctuatiilor de sarcina prin variatii mici de presiune in tambur. Volumul mare de apa necesita insa timp indelungat de pornire §i intrare in regim.

Ca urmare a faptului ca toate elementele cazanului se afla in interiorul tamburului, acesta are dimensiuni mari : diametre de pana la 1600 - 2000 mm §i lungimi de ordinul 1500 - 5000 mm.

Asamblarea rigida intre tambur, tub de flacara §i tevi de fum, elemente care se dilata diferit datorita temperaturilor diferite de lucru, antreneaza aparitia in functionare §i in special la variatii de sarcina (inclusiv la pornire) a unor solicitari mecanice mari,

394


care due uneori la deteriorarea etan§arilor. Eliminarea in parte a acestui inconvenient se realizeaza prin utilizarea tuburilor de flacara de tip elastic - tuburi de flacara ondulate - §i prin rigidizarea suplimentara a tevilor de fum in placile tubulare prin tevi-ancora.

1. Arzator; 2. Tub de flacara; 3. §amotare; 4. Cutie Tntoarcere spate; 5. Fierbator convectiv I;6. Cutie intoarcere fata; 7. Fierbator convectiv II; 8. Co§; 9.Tambur ; 10. Supapa de siguranta;

11. Indicator de nivel; 12. Conducts de abur ; 13. Alimentare cu apa

Fig. 13.4. Schema cazanului ABA

Diametrul tubului de flacara se alege in functie de marimea cazanului, conform indicatiilor orientative din tabelul 13.1.

Tabelul 13.1.- domeniul de alegere pentru diametrul focarului_______ Tn functie de debitul de abur produs de cazan______

Debit de abur Diametru reeomandat pentru focarDh [t/h] D [ml0,4 -r 1 0,400 -f 0,600

1 -7- 4 0,600 -f 0,9004 ^ 10 0,700 -f 1,500

395


Pentru stabilirea sectiunii de trecere a gazelor de ardere se alege diametral tevilor din gama de tevi uzuale 051x3; 057x3; 060x3; 070x3,5; 076x3,5 mm .

Limite economice pentru viteza de circulate a gazelor de ardere sunt intre: w convectiv 1 = 1 0 r 1 8 m/s §i Wconvectiv2 = 8 - f 1 2 m/s

ceeace duce la necesitatea montarii de exhaustoare la ie§irea gazelor de ardere din cazan.

Cazanele de tip ABA se pot prevedea cu sisteme de recirculare a gazelor de ardere de la co§ Tn aspiratia de aer a arzatorului (daca acesta este special construit in acest scop) iar efectul este scaderea temperaturii de ardere in focar. Beneficiul major este dat de scaderea emisiilor de NOx mult sub limitele admise, chiar §i la folosirea unor combustibili lichizi (care in general dau probleme mari datorita temperaturilor teoretice de ardere foarte ridicate, de peste 2000 °C). O astfel de solutie de cazan cu recirculare de gaze de ardere este prezentatain figura 13.5.

Fig. 13.5. Cazan ABA cu recirculare de gaze de ardere pentru reducerea emisiilor de NOx

13.2. CAZANE ACVATUBULARE

Pentru debite de abur mai mari de 8 t/h devine economica solutia de cazan acvatubular. In acest cazan apa circula prin interiorul tevilor iar gazele de ardere prin exterior. Emulsia apa-abur ce se produce in tevile fierbatoare este colectata intr-un tambur unde abrul se separ& de ap&; aburul pleaca la utilizator §i apa reintra in tevile fierbatoare.

Avantajul acestor tipuri de cazane este ca la debite mari au un consum de metal semnificativ mai mic decat cazanele cu volun mare de apa §i ca au posibilitatea sa functioneze la presiuni inalte deoarece nu mai sunt limitate de condtiile de rezistenta ale tamburului cu diametru mare, caracteristic cazanelor ignitubulare.

Cazanele cu tevi cu inclinare mare, tip CR (cazane de radia(ie), sunt cazane acvatubulare, cu doua tambururi, un drum convectiv §i preincalzitor de aer. Produc abur saturat $i functioneaza cu gaze naturale sau cu combustibil lichid. Principalele elemente componente sunt prezentate in schema din figura 13.6 iar in figura 13.7 este prezentata o imagine de ansamblu a unui astfel de cazan.

396


Aceste cazane au tevile fierbatoare ale ecranelor §i sistemului convectiv legate direct la tambururi §i o inclinare mergand pana la verticalitate. Acest mod de prindere asigura o buna circulate interioara a apei §i emulsiei in cazan.

1. ecran lateral; 2. ecran spate; 3. fierbator convectiv; 4. canal gaze spre PA; 5. premcalzitor de aer; 6. tambur superior; 7. tambur inferior; 8. conducta de abur; 9. canal de aer; 10. colector ecran spate;

11. arzator; 12. alimentare cu apa; 13. purje.

Fig. 13.6. Cazan cu tevi cu inclinare mare (tip CR)

Fig. 13.7. Imagine de ansamblu cazan CR

397


In tehnica moderna au luat extindere tot mai mare cazanele cu tevi cu inclinare mare cu „perete membrana” avand tevile alaturate sudate cu platbande. Se Tnlocuiefjte astfel zidaria greoaie a cazanului cu un strat termoizolant protejat cu tabla §i se mare§te substantial transferul radiant in focar (de aici §i denumirea de cazare tip CR). Tehnica sudurii automate cu strat protector de flux sau in curent de inalta frecventa este bine pusa la punct §i astfel „peretii membrana” sunt economici §i fara defecte. Etanjeitatea perfecta in focar permite arderea combustibilului lichid sau gazos sub presiune in vederea intensificarii proceselor din focar §i realizarii unor viteze mari de circulate a gazelor de ardere in drumurile convective.

Gazele de ardere schimba caldura prin radiatie in focar. parcurg lungimea focarului §i datorita tirajului sunt obligate sa treaca in sistemul fierbator convectiv. De aici parcurg din nou lungimea cazanului §i sunt preluate de canalul de colectare §i introduse in tevile preincalzitorului de aer. La ie§ire sunt aspirate de catre un exhautor §i eliminate la co§. Astfel de cazane (tip CR) pot produce 5 - 5 0 t/h abur cu presiuni de 8 - 3 0 bar.

13.3. CAZANE VERTICALE COMPACTE CU RASPUNS RAPID

O solutie speciala §i deosebit de moderna de cazane de abur o reprezinta cazanele verticale compacte cu raspuns rapid. Se folosesc in aplicatii de forta cum ar fi de exemplu motoarele §i turbinele navale, care necesita un raspuns deosebit de rapid la modificarea cererii de abur de catre utilizator. Pe langa raspunsul rapid, aceste cazane trebuie sa fie §i foarte compacte datorita spatiului foarte limitat disponibil pe nave, sa poata functiona pe o paleta larga de combustibili lichizi de calitate medie §i proasta (fata de aplicatiile clasice) §i sa aiba dezvoltare pe verticala pentru a optimiza spatiul ocupat.

Aceste cazane au in componenta o serie de elemente cu caracteristici functionale speciale, cum ar fi:

=> Sisteme de ardere intensificata pentru a permite incarcari termice volumice deosebit de mari la nivelul focarului - camera de ardere; pentru aceasta se folosesc arzatoare speciale, cu stabilizare deosebit de buna a frontului de flacara (curgere turbionara combinata cu generarea unui efect de autoturbulizare a flacarii) pentru a permite arderea cu viteza sporita a amestecurilor combustibile;

=> Transfer de caldura intensificat prin extinderea de suprafata pe paitea gazelor de ardere la nivelul convectivului;

=> Deoarece sunt cazane cu volum mic de apa cu strabatere (apa de alimentare strabate - fara recirculare - cazanul §i iese direct sub forma de abur saturat sau supraincalzit) automatizarea trebuie sa fie foarte performanta astfel incat sa permita corelarea stricta §i rapida dintre sarcina termica la arzator §i debitul de apa prin cazan.

In figura 13.8 este prezentata o solutie constructiva de cazan vertical compact cu raspuns rapid la cererea de abur §i la variatiile de debit de abur cerut.

398


399


13.4. CAZANE CU FLUID DIATERMIC PENTRU CENTRALE INDUSTR1ALE

Pentru procese tehnologice care necesita temperaturi inalte, de ordinul 200-350 °C, utilizarea aburului ar necesita presiuni foarte mari de lucru, de ordinul celor aratate in tabelul urmator: Temperatura de saturatie [°C] funcfie de presiunea aburului fbarabsolut]

Ca exemple de procese tehnologice de temperatura ridicata citam: procesee deprajire in industria alimentara, procese de tratare termica a materialelor in industria textila §i imprimerie, fasonare cuincalzire in industria lemnului, fabricarea maselor plastice, tehnologii de preparare ara§inilor §i lacurilor. Pentru aceste cazuri §i chiar pentru alte procese de temperatura mai coborata, este mai economic sa se utilizeze circuite cu fluid diatermic. Fluidul diatermic este un agent care ramane in stare lichida §i nu-§i altereaza compozitia la temperaturi ridicate.

Fluidele diatermice sunt:=> uleiuri minerale pana la temperaturi de 300 °C;=> fluide organice sintetice pentru temperaturi peste 300 °C.

Este mult mai economic §i mai u§or de exploatat un fluid fara presiune decat un abur de presiune foarte ridicata. Este de notat faptul ca pe baza unui agent diatermic se poate produce in schimbatoare de caldura, de constructie relativ simpla, abur saturat sau apa fierbinte; astfel nu este necesar ca pentru unele faze tehnologice, care necesita abur ca agent de umidificare sau tratare, sa se instaleze in paralel §i cazane de abur.

Cazanele cu Aide diatermice au avantajele:=> gabarit mai redus decat a unui cazan echivalent de abur;=> functionarea este in circuit inchis in permanenta in faza lichida;=> nu este necesara reinoirea agentul diatermic deoarece are o stabilitate foarte

mare;=> sistemul de reglare a temperaturii este mult mai precis.

O instalatie cu fluid diatermic este un circuit inchis format dintr-un cazan de incalzire a fluidului diatermic, prevazut cu arzator clasic de combustibil gazos sau lichid, pompa de circulate, vas de expansiune, rezervor de depozitare cu pompa de transfer.

Solutiile de cazane pentru fluid diatermic sunt de tip cilindric, cu serpentine de tevi §i focar central, aja cum se prezinta exemplul constructiv din figura 13.9, sau de tip paralelipipedid, cu fascicole de tevi drepte legate in colectoare, a§a cum se prezinta exemplul constructiv din figura 13.10.

p ts P ts P ts

1 99,6 10 180,0 40 250,32 120,2 12 188,0 50 263,93 133,5 14 195,0 60 275,64 143,6 16 201,4 70 285,85 151,8 18 207,1 80 295,06 158,8 20 212,4 90 303,27 165,0 25 223,9 100 311,08 170,4 30 233,8 110 318,19 175.4 35 242,5 120 324,6

400


1 .Focar2.Drum convectiv I3.Drum convectiv II Evacuare gaze de

ardere

Izolatie termica de marc densitate

Intrare fluid diatermal

Automatizare $i control

Fig. 13.9. Cazan cilindric orizontal cu serpentine, cu fluid diatermic

Solutiile de tip cilindric au o capacitate termica Tntre 200 kW §i 3MW. Sunt complet asamblate din fabricare §i se instaleaza foarte u§or in centrala termica. Focarul fiind materializat de serpentina circulara interioara, este complet ecranat §i contribuie in mod substantial la un transfer intens de caldura. Arzatorul este amplasat central, pe frontul cazanului sau pe capacul de sus al cazanului la solutiile cu dezvoltare pe verticala (similar cu solutia constructiva din figura 13.8 dar cu arzator normal iar drumurile de gaze sunt realizate ca la solutia constructiva din figura 13.9). Serpentinele exterioare au un regim convectiv de lucru; circulatia gazelor este Tn contracurent cu fluidul diatermic care intra prin serpentina exterioara, Tn contact cu gazele de la evacuare. De cele mai multe ori nu este economic sa se prevada o recuperare de caldura la ie§irea gazelor din cazan, daca temperatura lor nu depa§e§te 250 °C.

Daca se instaleaza un recuperator, acesta este un preTncalzitor de aer. Aerul se preTncalzejte Tntre ultima virola a cazanului si mantaua exterioara, astfel ca peretele exterior al cazanului are o temperatura foarte coborata. Cu preTncalzitor de aer cazanul ajunge la randamente de ordinul 91-92 %.

401


Cazanele de tip paralelipipedic sunt de debite mai mari, in gama 1,5 - 15 MW. Corpul cazanului se livreaza complet asamblat iar pentru unitatile de putere mica vine asamblat §i cu anexele, in sistem bloc functional. Suprafetele de schimb de caldura sunt unele sub forma de perete membrana (in focar §i cele care imprejmuiesc cazanul), altele sub forma de serpentine plane (suprafete convective). Focarul este de tip camera paralelipipedica, complet ecranat §i datorita volumului sau mare permite dezvoltarea unor flacari lungi, specifice combustibililor lichizi grei. Trebuie adaugata §i observatia ca temperatura ridicata a agentului termic va conduce la o temperatura ridicata a peretelui metalic al tevii §i deci nu exista pericol de coroziune prin condensare acida. Fiind un cazan mare, preincalzirea aerului de ardere, ca recuperare finala de caldura din gazele de ardere inainte de co§, este totdeauna economica. Preincalzitorul de aer este de tip cu tevi drepte, cu circulatia gazelor prin interiorul tevilor. Aerul de ardere se preincalzejte la o temperatura de pana la 150 °C (temperaturi mai ridicate due la probleme datorita temperaturi lor prea inalte din focar).

Fig.13.10. Cazan cu fluid diatermic de tip paralelipipedic cu tevi drepte §i colectoare

In general, la cazanele cu fluid diatermic viteza agentului in interiorul tevilor trebuie asigurata prin circulate fortata cu pompa §i mentinuta la un nivel destul de ridicat deoarece, spre deosebire de apa care asigura coeficienti foarte ridicati de transfer de caldura prin convectie, lluidele diatermane au coeficienti de convectie mult mai redu§i. O masura importanta de exploatare este aceea de a nu reduce debitul cazanului sub limita data de producator in recomandarile tehnice din cartea cazanului (prospect).

Unele solutii de cazane cu fluid diatemic se livreaza cuplate cu generatoare de abur, pe acela^i §asiu. Generatoare tipice de abur sunt de 1000 - 1500 kg/h la presiune de 12 bar (abur tehnologic) dar sunt §i solutii cu producere de abur cu destinatie energetica, de 35 - 45 bar, pentru centrale functionand in regim de cogenerare.

402


14. SISTEME RADIANTE DE INCALZIRE CU GAZE DE ARDERE SI GENERATOARE DE AER CALD

Tuburile sau suprafetele radiante cu gaze de ardere sunt aparate termice prevazute cu arzatoare proprii de combustibil (de obicei combustibil superior) sau cu admisie de gaze de ardere fierbinti din instalatii de ardere separate (mai ales pentru biomasa §i de§euri), care cedeaza caldura prin radiatie catre suprafetele considerate utilizatoare (sol, mobilier, utilaje, persoane etc.).

Principala caracteristica functional este ca absorbtia de caldura la nivelul suprafetelor utile nu implica incalzirea mediului in care se gasesc acestea (adica a aerului ambiant).

Tuburile sau suprafetele radiante cu gaze de ardere se utilizeaza pentru incalzirea incaperilor cu volum mare, cu regim de inaltime mare (o inaltime minima fiind impusa pentru acest tip de incalzire), eventual §i partial deschise.

Aceste aparate au urmatoarele caracteristici specifice:

• permit, dupa necesitati, o incalzire globala sau o incalzire localizata, in functie deschema de montaj;

• au o foarte mica inertie termica §i in consecinta sunt indicate pentru incalzireaspatiilor cu ocupare intermitenta §i/sau de scurta durata;

• daca viteza aerului este redusa (sub 0,2 m/s), acestea asigura confort termicpersoanelor prezente chiar §i in incaperi semideschise;

• gradientul de temperatura pe verticala nu depase$te 0,5 °C/m, ceeace mic§oreazasensibil incalzirea aerului din zona superioara a incaperii (figura 14.1);

• nu ocupa spatiu la nivelul solului.

Economia anuala de gaze combustibile realizata de sistemul radiativ fata de cel convectiv de incalzire in functie de inalfimea spatiului incalzit

5 ra ’ in 10 m 15 in INALTIMEA SPATTCLUI INCALZIT

u Incalzire ti aditionala cu aer cald » Incalzire prin radiatie

403


Din punct de vedere economic, sistemele de Tncalzire directa prin radiatie se remarca prin urmatoarele caracteristici:

• cost redus de instalare deoarece nu necesita conducte de agenti termici §i nunecesita tehnologii complicate de instalare;

• solutii u§or de transformat, astfel ca se poate utiliza cu cele mai reduse costuri laTncalzirea constructiilor tn evolutie sau a unor locuri de munca mobile;

• economie de energie (pana la 50 % fata de sistemele convective de Tncalzire)datorita faptului ca radiatia infraro§ie se propaga fara sa mcalzeasca aerul §i este absorbita §i transformata in caldura numai de corpurile pe care le intalne§te pe parcurs;

• randament de producere a caldurii de peste 85% §i randament de utilizare a calduriide radiatie de peste 50%;

• cost redus de intretinere.

Tncalzire prin radiatie tncalzire prin convectie

37/0

Q C

Sa.o*c3 0 . 0 * 0

B8,0 ‘CB6.0 *Cp4,0'>C

ea.o»c£0.0 °C

18.0 *C

12nt 11 UL11! in 9in

Sm

Jm I6 III; fiU

4 HI. 3 m.

2 m 1 m .

» I II .

Fig. 14.1. Variatia temperaturii pe verticala pentru sistemul radiant comparativ cu cel convectiv de tncalzire

404


In fig. 14.1 se pune in evidenta ca radiatia mcalze§te suprafetele §i nu volumul Tncaperii; aerul nu este incalzit direct ci numai indirect de corpurile care au devenit calde. De aceea temperatura in spatiul utilizat este cea de confort la Tncalzirea prin radiatie, restul spatiului ramanand mai rece, Tn timp ce la Tncalzirea convectiva caldura se acumuleaza inutil la partea superioara a Tncaperii, trebuind sa fie o temperatura foarte ridicata in spatiul superior neutilizat pentru ca in spatiul utilizat sa fie temperatura de confort.

La Tncalzirea prin radiatie atingerea temperaturii dorite in spatiul utilizat este foarte rapida, de ordinul : in 5 minute se atinge 95 % din fluxul util de caldura, Tn timp ce la Tncalzirea prin convectie, timpul necesar atingerii temperaturii de confort este de ordinul orelor. Este evident, pe de o parte, ca toata cantitatea de caldura necesara intrarii in regim a sistemului de Tncalzire convectiv este o pierdere energetica, iar pe de alta parte, din punctul de vedere al exploatarii, o instalatie cu Tncalzire convectiva intermitenta necesita un timp suplimentar de deservire, sistemul trebuind sa fie pus Tn funtiune cu citeva ore inaintea programului de utilizare.

TUBURIRAD1ANTE DE TEMPERATURA RIDICATA

Sunt tuburi de otel prin care circula gaze de ardere produse de un arzator propriu care se afla la unul din capete. Exista §i solutii dezvoltate Tn ultimii ani care utilizeaza tuburi ceramice, cu avantajul unei mai uniforme distributii a temperaturilor Tn lungul tubului. In cazul unor tuburi lungi se pot amplasa §i arzatoare intercalate pe parcurs. Diametral uzual al tubului este Tntre 80 §i 120 mm. Tubul are o lungime de 4 ... 16 m §i poate fi liniar sau Tndoit Tn forma de U (agrafa).

Arzatorul de capat al tubului radiant este un arzator pentru combustibil gazos (gaz natural sau GPL) §i este de tip cu flacara lunga pentru a evita pe cat posibil o temperatura prea ridicata a tubului Tn zona lui de Tnceput.

Gazele de ardere, dupa ce strabat tubul, sunt evacuate Tn afara cladirii. Acoperirea pierderilor de sarcina pe traseu se face fie prin suprapresiunea realizata de arzator, fie cu un exhaustor. Uneori se asigura o linie comuna de insuflare de aer sau de exhaustare pentru mai multe tuburi radiante.

Fluxul de radiatie emis de tubul radiant este dirajat spre zonele receptoare de caldura cu ajutorul unui reflector (denumit uneori tehnic §i deflector) care, asemenea situatiei corpurilor de iluminat, se amplaseaza deasupra tubului.

Daca tubul este indoit sub forma de agrafa, reflectorul cuprinde ambele tuburi (dus-intors). Ansamblul tub radiant §i reflector este denumit curent $i panou radiant.

In figura 14.2 se prezinta schema unui panou cu tub radiant in forma de agrafa, cu arzatorul §i reflectorul aferent iar in figura 14.3 se prezinta racordarea mai multor tuburi radiante intr-o hala.

405


Fig. 14.2. Schema unui tub radiant in forma de agrafa

O problema importanta a Tncalzirii cu tuburi radiante este asigurarea unei uniformitati a fluxului radiant Tn lungul panoului radiant. Deoarece Tncalzirea persoanelor din spatiul de sub panoul radiant se face prin radiatie, in diferite portiuni ale spatiului Tncalzit persoana poate primi fluxuri de Tncalzire diferite, ceeace creeaza disconfort. Trebuie tinut seama ca o uniformitate de flux radiant impune o uniformitate si mai mare a temperaturii peretelui tubului radiant deoarece fluxul de caldura transmis prin radiatie este o functie de puterea a 4-a de tamperatura tubului.Pentru un tub radiant vectorii de flux de caldura trimi§i spre receptor au configuratia prezentata Tn figura 14.4.

Fluxul de caldura (radiant) primit de o suprafata unitara receptoare de la o suprafata unitara radianta este dat de relatia:

406


V = C0 • a ■ cos 0t ■ cos d2 ■4

(14.1)

unde: C() este constanta de radiatie a corpului negru = 5,67 W/(m2-K4)a - coeficientul compus de absorbtie a corpurilor (de ordinul

a=0,8)6 1 - unghiul intre normala la tub §i directia razei02 - unghiul intre normala la suprafata receptoare §i directia razeiTp - temperatura absoluta a portiunii de tub care radiazaTr - temperatura absoluta a portiunii de receptor care primejte

radiatiaR - distanta dintre suprafata radianta §i suprafata receptoare.

Se observa din figura ca, pe langa influenta unghiurilor vectorului de radiatie §i a distantei de corpul radiant, o influenta majora asupra intensitatii de radiatie o are temperatura tubului radiant. Variatia acestei temperaturi m lungul suprafatei de radiatie poate produce o neuniformitate mare a fluxului de caldura receptionat.

De aceea, toate instalatiile de Tncalzire prin radiatie trebuie atent calculate pentru a asigura prin amplasarea panourilor o uniformitate acceptabila a fluxurilor de caldura. Deoarece relatia de flux unitar de caldura (prezentata mai sus) trebuie integrata (respectiv Tnsumata cu diferente finite) pe toate suprafetele radiante §i receptoare, tinand seama de unghiuri si distante, calculul se poate face numai automat (programe de calcul sau softuri specializate).

Pentru exemplificarea variatiei fluxului de caldura emis de un tub radiant, se prezinta in figura 14.5 o curba tipica pentru un panou (tub) radiant. Se observa ca intotdeauna la capatul dinspre arzator, temperatura fiind foarte inalta, fluxul de caldura radiat este foarte mare. Spre ie§irea din tub, pe masura ce temperatura scade, fluxul de caldura radiat este din ce in ce mai mic, dupa o scadere exponentiala de grad 4.

Fluxul dc caldura al tubului radiant pc lu t ig imc

q

l.

/ i

1 5 2 2.5 3Lungimc fm)

Fig. 14.5. Fluxul de caldura q [kW/rrrl emis de tubul radiant liniar in lungul sau

407


Pentru unifomizarea fluxului de caldura transmis prin radiatie, una din solutiile practic general adoptate, este plierea tubului radiant sub forma de agrafa. In figura 14.6 este prezentata comparativ functionarea unui tub liniar cu a unui tub in forma de U.

In aceasta situatie, locul in care se produce radiatia cea mai intensa este suprapus cu locul care produce intensitatea cea mai slaba de radiatie §i se obtine o intensitate mediata. A§a cum se vede Tnsa din diagrama figura 14.7 , fluxurile de caldura depinzand de puterea a 4-a a temperaturii absolute, uniformizarea obtinuta este buna, dar nu perfecta.

Fig. 14.6. Functionarea unui tub liniar §i a unui panou cu tub in forma de U

Fluxul de caldurS at tubuiui radiant, de tip agrafS, pe lungime - Tnsumare a fluxurilor dus-intors

6 0 5 0 4 0

q 3 0 20 10 0 0 1 2 3 4

Lungime (m)

Fig. 14.7. Fluxul de caldura q [kW/nr] emis de tubul radiant tip agrafa pe lungime panou

408


Scaderea mai pronuntata a maximului de temperatura de la capatul dinspre arzator a tubului radiant se poate obtine utilizand arzatoare cu flacara lunga. Daca arderea se desfa§oara pe o lungime mai mare de tub, se va produce o emisie de flux de caldura pe masura ce se produce caldura prin procesele chimice de ardere. Lungirea flacarii se obtine cu ajutorul curgerilor laminare, cu viteze foarte mici de inaintare a amestecului combustibil la intrare Tn zona de ardere a tubului. Dificultatea care apare la adoptarea acestei solutii este aceea ca amestecul gaz-aer nu se face prin turbulenta ci prin difuzie §i exista pericolul unei omogeneizari imperfecte §i a unei arderi cu emisii de CO la valori ridicate. O alta solutie de lungire a flacarii este aceea de a face o ardere cu admisie progresiva de aer dar solutia este complicat de realizat tehnologic §i poate apare §i aici pericolul de ardere incompleta daca amestecul final nu este bine dozat.

O alta metoda de uniformizare a fluxului de caldura radiat este recircularea interna a gazelor de ardere. Pentru aceasta se preleveaza de la evacuare gaze de ardere cu un exhaustor. Din aceste gaze o parte se recircula in arzator §i o parte se evacueaza. Recircularea se face la nivelul admisiei de aer astfel ca arderea sa se produca cu un amestec de aer §i gaze de ardere, caz Tn care temperatura de ardere scade foarte mult. In figura 14.8 se prezinta principiul de functionare al tubului radiant cu recirculare.

O alta solutie cu efect de uniformizare a fluxului radiant este aceea tn care se amplaseaza arzatoare intermediare pe traseu, astfel meat gazele de ardere sa primeasca progresiv caldura de ardere. In fig. 14.9 se prezinta o solutie constructiva arzator intermediar pe traseu.

Pentru exemplificare se prezinta in continuare solutia constructiva §i datele functionale pentru cateva panouri radiante.

Arzator individual pe fiecare panou radiant - 1 tub dus-intors in agrafa

Lungime[m]

Putere min/max [kW]

Presiune gaz [mbar]

Diametru tub [mm]

Consum[nrVh]

6 17/28 20 100 2,969 sau 12 26/45 20 100 4,76

409


Arzator comun pentru toate panourile radiante -1 sau 2 tuburi liniare

Lungime totala tuburi - maxima

[m]

Lungime totala tuburi - minima

[m]

Putere min/max [kW]

Flux specific emis [kW/m]

Greutate pe 1 m de panou

[kg]

60/120 (2 tuburi) 28-40 / 45-60 85-151 / 113-215 3,04-3,78/2,51-3,58 (2 tuburi) - 21

110/180(1 tub) 40-60/90-110 113/215 2,13-2,52/ 1,26-1,95 (1 tub) - 13

Fig. 14.9. Solutie constructiva de arzator intermediar pe traseu

Cateva exemple tipice de utilizare sunt:=> crescatorii animale;=> spatii de descarcare marfuri - ferite de Tnghet;=> hale de productie - mecanica, textile, alimentare;=> ateliere de reparatii - Tnchise sau semideschise.

In fig. 14.10 se dau cateva exemple de aplicatii.

Fig. 14.10. Exemple de aplicatii ale Tncalzirii cu panouri radiante

410


PANOURI RAD/ANTE CU ARZATOARE CERAMICE

Panourile radiante cu arzatoare ceramice, numite §i radianti ceramici, se Tncadreaza in categoria tncalzirii prin radiatie de rnalta temperatura. Corpul radiant este o suprafata ceramica pe care are loc un proces de ardere §i care prin acest efect se mcalze§te la o temperatura de 800-900 °C . Radiatia produsa este dirijata spre locul ce urmeaza a fi incalzit prin orientarea geometrica a suprafetei. Un reflector metalic, a§ezat marginal in jurul placii ceramice, Tmbunatate§te dirijarea fluxului de caldura spre utilizator. In fig. 14.11 se prezinta detalii constructive §i vederea de ansamblu a unui radiant ceramic.

Combustibilul utilizat la radiantii ceramici este combustibil gazos, la o pesiune de alimentare de 1 0 -3 0 mbar, in general gaz natural sau GPL. Amestecul cu aerul se face mtr-o camera de amestec cu ejectie de aer (ca la arzatoarele atmosferice) §i o camera de distribute situata in amonte de placa ceramica radianta. Suprapresiune creeata este suficienta pentru a asigura patrunderea amestecului in microcanalele placii ceramice poroase. Amestecul combustibil, aprins initial la suprafata placii ceramice, se retrage dupa 1-2 minute (de la pornirea de la rece) in porii placii, imediat ce materialul placii a atins la suprafata temperatura de aprindere a amestecului combustibil (780 °C pentru gaz metan sau 420 °C pentru GPL). Flacara se stabilizeaza in microcanalele placii ceramice §i la suprafata placii sunt numai gaze de ardere.

Fig. 14.11.a

Fig. 14.11 .b

Fig. 14.11. Vederea de ansamblu a unui radiant ceramic (a) §i detalii constructive (b)

Camera de amestec

Aprindereelectronica

lentilmagnetic

■ ^""Injector

Reflector

Plasa de protectie Placa ceramica

411


In regim permanent temperatura placii este de 850 - 900 °C, ca rezultat de echilibru termic intre fluxul de caldura degajat prin ardere (§i transmis conductiv placii ceramice) §i fluxul de caldura emis prin radiatie §i iefit cu gazele de ardere.

La placile ceramice uzuale ale radiantilor, arderea este intensificata dar nu este o ardere catalitica. Unii radianti utilizati tehnologic in industrie, in special in procese de uscare, au suportul de ardere dintr-o impaslitura de fibre ceramice impregnate cu substante catalitice de tip oxizi de platina sau iridiu, care produc o aprindere §i ardere catalitica ce este caracterizata printr-o scadere puternica a temperaturii de aprindere §i implicit a temperaturii pe suprafata placii radiante. Cu acest tip de radianti, cu ardere catalitica, se poate realiza o suprafata radianta de cca. 450 °C pentru metan si 280 °C pentru GPL.

Din descrierea functionala rezulta ca panourile cu placi ceramice radiante evacueaza gazele de ardere la temperatura de 850-900 °C (a suprafetei placii) in atmosfera inconjuratoare, ceaace impune o serie de masuri speciale:

=> Trebuie sa existe o ie§ire libera a gazelor de ardere in zona superioara a incaperii incalzite — in nici-un caz nu se vor instala asemenea panouri radiante in camere inchise din care nu se pot evacua liber gazele de ardere.

=> Panourile trebuie sa aiba o inclinare minima fata de orizontala de 30° pentru panouri mari §i 15° pentru panouri mici, pentru circulatia gazelor de ardere;

=> Nu se vor amplasa in imediata apropiere a panoului radiant (nici deasupra, nici dedesubt) corpuri ce se pot aprinde prin radiatie sau datorita gazelor de ardere. Pentru aceasta proiectantul va face un calcul al campului de temperaturi din jurul panoului §i va stabili zonele de siguranta §i restrictiile de materiale. Informativ, distantele de siguranta sunt: deasupra 800 mm, in directia radiatiei 2000 mm, lateral 800 mm.

Din punctul de vedere al confortului termic, inaltimea de amplasare a radiantilor ceramici de temperatura inalta este mai mare decat a radiantilor cu tuburi de temperatura medie, minim 4,5 m (orientativ), deoarece intensitatea fluxului maxim radiant la nivelul unei persoane care prime^te fluxul trebuie sa fie de 0,1 - 0,2 W /cnT.

Calculul instalatiei de incalzire prin radiatie se face cu programe de calcul specializate §i, a§a cum s-a aratat la calculul tuburilor radiante de temperatura ridicata, tine seama de intensitatea radiatiei primita de o suprafata functie de ajezarea ei in raport cu sursele de radiatie.

In figura 14.11 se arata proportia recomandata intre diferitele fluxuri de caldura pe care le prime§te o suprafata.

O alta conditie de confort este asigurarea uniformitatii temperaturii pe suprafata receptoare; daea o astfel de conditie nu este indeplinita apare o senzatie de insolare a capului §i o neuniformitate a temperaturi lor pe corp. Acest lucru se intampla cand panoul radiant are o putere prea mare sau cand este amplasat la o cota prea joasa. O diagrama sintetica pentru aprecierea rapida a inaltimii minime §i puterii maxime a panoului radiant este prezentatain figura 14.12. Exemplul figurat pe diagrama arata ca

412


la o intensitate de flux termic de 165 W/rrf , la o inaltime de a§ezare a radiantului de 5,8 m, radiantul cel mai puternic care poate fi folosit in conditii de confort este de cca. 7000 W.

Avantajul deosebit al radiantilor ceramici in raport cu panourile radiante cu tevi este acela ca sunt o sursa locala de incalzire (fata de o sursa liniara). Fluxul lor termic se poate concentra pe o zona de suprafata redusa, ceeace in unele aplicatii este esential, ca de exemplu: zone de uscare, incalzirea unor zone exterioare care nu trebuie sa inghete (vagoane, containere, armament), incalzirea betoanelor in perioada de intarire, incalzirea zonelor de odihna pentru activitati exterioare etc. In figura 14.13 se prezinta

Sursa 1 Radiatia directa a radiantului situat deasupra suprafetei Maxim 35 %

Sursa 2 Radiatia oblica primita de la radianti mai indepartati Minim 30 %

Sursa 3 + 4 Radiatie reflectata de tavan §i pardoseala asupra suprafetei

Conductie, convectie de la aerul ambiant

cca. 35 - 40 %

Fig. 14.11 Proportia intre diferitele fluxuri pe care le prime§te o suprafata

Inaltim ea m inim a de fixare

Fig. 14.12 Aprecierea inaltimii minime §i puterii maxime a panoului radiant

413


Ca exemplificare de tip constructiv se prezinta in continuare caracteristicile unei game de radianti ceramici:

Putere termica maxima fkW]

Debit de combustibil metan [NffiVh]

Debit de combustibil GPL [NrrrVh]

Dimensiuni placa ceramica

Greutate[kg]

12 1,23 0,45 280x 170 1224,7 2,52 0,78 200 x 394 1737,5 3,84 1,18 580 x 270 2347,5 4,85 1,47 290 x 802 29

Fig. 14.13 Exemplu de aplicare a panourilor radiante ceramice

Concluzia generala este ca pentru alegerea solutiei de tncalzire a unui spatiu in sistem de Tncalzire cu corpuri convective sau de Tncalzire cu radianti este indicat sa urmeze urmatorarele conditii:

Sistemul de incalzire Conditii constructive §i functionale

Convectiv cu corpuri de TncSlzire

Incaperi de locuit;Incaperi joase (sub 3,5 m) cu folosinta continua; IncSperi cu necesar de temperatura uniforma pe toata suprafata

414


Panouri radiante cu tevi de temperatura ridicata

Hale industriale sau sali de habitat cu inaltime medie §i suprafete mari de incalzire;Regimuri discontinue de utilizare.

Panouri radiante cu corpuri ceramice de temperatura ridicata

Hale industriale sau sali de habitat cu inaltime medie §i mare, cu suprafete locale de incalzire;Spatii deschise care trebuie incalzite local;Regimuri discontinue de utilizare.

Panouri radiante cu tevi de temperatura scazuta (radianti cu apa calda)

Cladiri in care exista o centrala termica sau un punct termic;Incaperi joase (sub 3,5 m);Incaperi cu necesar de temperatura neuniforma pe suprafata: unele zone mai calde si altele mai reci; Regimuri discontinue de utilizare.

GENERATOARE DE AER CALD CU ARDERE DIRECTA

Generatoarele de aer cald pot fi cu ardere directa, adica produc un amestec de gaze de ardere §i aer de ventilare, amestecul reprezentand agentul de incalzire produs, sau cu suprafata de schimb de cldura, adica folosesc gazele de ardere pentru a incalzi aerul de ventilatie prin intermediul unei suprafete de schimb de caldura, similar cu functionarea cazanelor de apa calda. Tocmai datorita acestei similaritati, nu vor fi descrise in prezentul subcapitol decat generatoarele ce aer cald cu ardere di recta (amestecare gaze de ardere - aer de ventilatie).

Instalatia generatoare de aer cald produce aer cald la o temperatura de 100 - 300 °C folosind gaze de ardere fierbinti provenite din arderea combustibilului gazos sau lichid care se amesteca in aparat cu o proportie mare de aer ambiant, astfel incat amestecul gaze de ardere/aer sa fie la temperatura dorita de evacuare.

Domenii de aplicare ale acestor echipamente sunt: hale industriale, ferme zootehnice, depozite, spatii semideschise. In general se aplica acolo unde calitatea aerului nu trebuie sa fie la nivel ridicat, ramanand totu§i in limitele admise din punct de vedere sanitar, acolo unde este necesar ca intrarea in functiune a sistemului de incalzire s& se faca in decurs de cateva minute, sau acolo unde un cost foarte redus al echipamentului de incalzire este hotarator.

In figura urmatoare se prezinta o schema consructiva a unui generator de aer cald cu admisie de aer de ardere din interiorul halei

415


Un alt sistem de generator de aer cald utilizeaza pentru ardere aer prelevat din exteriorul halei. In acest sistem se face §i o ventilare continua a halei incalzite deoarece introducerea de aer de ardere din exterior implica §i evacuarea aceleia§i cantitati de aer din interiorul halei.

Schema constructiva a unui generator de aer cald cu aer de ardere prelevat din exteriorul halei este prezentat in figura urmatoare.

Generator dc aer cald cu aer de ardere prelevat din exterior1. a d m is ie gaz n a tu ra l 2. v e n t ila to r a x ia l de a e r se cun d a r

3. v e n t ila to r a x ia l de a e r de a rd e re 4. a rz a to r 5 . a ju ta je e je c to r

6 . a d m is ie a e r s e cu n d a r 7. f ro n t de f la c a ra 8. d e b ita re de a e r c a ld

416


O problema deosebita a acestor echipamente este reglarea excesului de aer pentru obtinerea temperaturii finale. Un calcul simplu furnizeaza urmatoarele excese de aer necesare functie de diferenta de temperatura At,, fata de mediul ambiant care trebuie obtinuta:

Atg 100 200 300a 26,7 12,3 7,5

Particularitati cele mai importante in functionarea generatoarelor de aer cald sunt urmatoarele:

- arderea trebuie terminata inainte de inceperea dilutiei (arderea nu se poate produce la r„ < 780 °C);

- continuturi foarte reduse de poluanti la evacuare (dupa dilutie):NOx < 5 ppm ; N 0 2 < 1 ppm ; CO < 10 ppm ; C 0 2 < 2500 ppm

- omogeneizare buna la ie§ire in conditii de tubulatura cu diametru mare, dar §i cu lungime mare : <5 400 - 600 mm ; LM> = 5 ... 10;

- obligati vitatea ventilarii halei;- conditii speciale de continut de C 0 2 maxim admis m hala, avand Tn vedere

evacuarea gazelor direct in hala: C 0 2max = 3100 ppm;- ca o conditie de siguranta, depa:?irea C 0 2max in hala trebuie sa duca la

oprirea ferma a generatorului de aer cald (in avarie).


15. ELEMENTE DE SIGURANTA SI AUTOMATIZAREPENTRU CAZAN §1 ARZATOR IN CADRUL CENTRALEI TERMICE

SISTEME DE SIGURANTA PENTRU CENTRALE TERMICE

Sistemele de siguranta ale centralelor cu agent termic apa calda au rolul de a elimina pericolul de aparitie a suprapresiunilor in instalatie datorita dilatarii apei sau producerii de abur in cazul cand temperatura apei ajunge la temperatura de fierbere. Aceste sisteme de siguranta sunt vase de expansiune §i supape de siguranta.

Actualele sisteme de prevenire a cre^terii temperaturii apei peste limita desiguranta in instalatie, prin termostatele de lucru §i de siguranta, care fac parte din sistemul de automatizare, sunt atat de sigure incat sunt din ce in ce mai putin utilizate sistemele cu vas de expansiune deschis §i mai mult utlizate vasele de expansiune inchi se.

Vcisul de expansiune deschis, prezentat in schema de montaj din figura15.1.a., permite preluarea dilatarii apei §i, in cazul intrarii in regim de fierbere acazanului datorita crejterii accidentale a temperaturii pana la nivelul temperaturii de fierbere, permite evacuarea aburului §i preia rolul unei supape de siguranta. Fiind amplasat la o cota deasupra celui mai de sus consumator, la care se adauga valorea presiunii de pompare a pompei de circulate la acel nivel, astfel ca atat in regim static cat §i dinamic graficul piezometric se afla deasupra instalatiei, vasul de expansiune deschis are urmatoarele functiuni:

- preia variatiile de volum ale apei din instalatie, ca urmare a dilatarii normale a apei in procesul de incalzire-racire a agentului termic;

- mentine in stare umpluta instalatia datorita rezervei de apa care nu scade sub un nivel minim;

- elimina aerul din instalatie datorita legaturii inferioare a vasului de expansiune cu capetele de coloane §i legaturii superioare cu atmosfera;

- descarca in atmosfera aburul produs accidental de cazan in caz de avarie.

Vasul de expansiune inchis, prezentat in schema de montaj din figura 15.1 .b., permite preluarea dilatarii apei, dar in cazul intrarii in regim de fierbere a cazanului datorita cre§terii accidentale a temperaturii pana la nivelul temperaturii de fierbere, nu permite evacuarea aburului; de aceea este necesara montarea in circuit a unei supape de siguranta. Fiind amplasat la o cota joasa, vasul de expansiune nu are decat functia de preluare a variatiilor de volum ale apei din instalatie, ca urmare a dilatarii normale a apei in procesul de incalzire-racire a agentului termic. Volumul mic de apa existent in vasul de expansiune inchis poate asigura si o mica rezerva de apa. In felul acesta se mentine starea plina a instalatiei prin presiunea exercitata de perna de aer asupra apei din vasul de expansiune inchis. Vasul de expansiune inchis poate fi montat la orice cota a instalatiei si de obicei se monteaza la cota cazanului. De mentionat si faptul ca, spre deosebire de vasul de expansiune deschis, nu poate asigura aerisirea instalatiei si de aceea trebuie prevazute armaturi de dezaerisire in instalatie.

4 1 8


V.E.D. - vas de expansiune deschis; V.E.I. - vas de expansiune inchis

Fig. 15.1.a. Schema de legare a vasului Fig. 15.1.b. Schema de legare a vasuluide expansiune deschis de expansiune inchis

Din punct de vedere constructiv, vasul de expansiune mchis are caracteristicile unui rezervor sub presiune, deci trebuie sa satisfaca cerintele specifice de rezistenta.

Analizand solutia constructive a vasului de expansiune mchis se disting 3 variante, prezentate schematic m figura 15.2:

- vas de tip rectangular, cu capacitate de 6-16 litri;- vas de tip disc, cu capacitate de 6-20 litri;- vas de tip cilindric, cu capacitate de 6-300 litri sau mai mari la comanda

speciala.

Membrana elastica, cu ajutorul careia se mentine sub presiune volumul de apa din instalatie, are un rol esential deoarece Tmpiedica contactul aerului cu apa ?i ca urmare elimina fenomenul de dizolvare a aerului (in special a oxigenului) Tn apa. Trebuie subliniat faptul ca o cauza majora a fenomenelor de coroziune in instalatiile de incalzire este prezenta aerului dizolvat in apa. Solubilitatea aerului in apa create odata cu crejterea presiunii, de aceea o instalatie pusa sub presiune cu ajutorul unui vas de expansiune inchis la care lipse§te membrana, §i deci aerul comprimat este m directa legatura cu apa, va fi supusa unei coroziuni chiar mai intense decTt cea caracteristica instalatiilor cu vas de expansiune deschis.

419


6

\

/4/

a. de tip rectangular b. de tip disc c. de tip cilindric

1. ra c o rd la c o n d u c ta de in to a rc e re a c a z a n u lu i; 2 .p e re te le v a s u lu i; 3 .m e m b ra n a e la s tic a ;

4 .s p a tiu de apa cu v o lu m v a r ia b il ; 5 .sp a tiu de aer cu v o lu m v a r ia b il ; 6 .v e n t i l de in tro d u c e re aer

c o m p r im a t

Fig. 15.2. Solutii constructive ale vasului de expansiune inchis

Sintetizand caracteristicile vasului de expansiune inchis trebuie retinute urmatoarele:

- preia variatiile de volum ale apei din instalatie, rezultate ca urmare a dilatarilor;

- pune sub presiune instalatia astfel ca nu este posibila patrunderea de aer, iar eliminarea unor suprafete libere in contact cu atmosfera face imposibila evaporarea apei din instalatie §i deci nu mai este necesara umplerea periodica de adaus (daca nu sunt neetanjeitati);

- presiunea mai mare in instalatie ridica §i temperatura de saturatie a apei, deci se reduce riscul de a intra in regim de fierbere;

exista o mica rezerva de apa pentru compensarea unor pierderi din reteaua de incalzire;

- apa din instalatie nu are nici-un contact cu aerul atmosferic, astfel ca efectele de coroziune ale aerului din apa asupra echipamentului sunt practic eliminate;

- cota de montare poate fi oriunde, de aceea se poate monta langa cazan pentru a avea conducte cat mai scurte, iar racordarea se face cu o singura conducta.

Principalul dezavantaj al vasului de expansiune inchis este acela ca pretinde conditii mult mai riguroase de rezistenta, specifice rezervoarelor sub presiune, fata deun rezervor deschis care nu este decat sub presiunea propriei coloane de apa. Cu cat volumul necesar vasului de expansiune va fi mai mare, cu atat diametrul lui va fi mai mare §i va necesita pereti de grosime mai mare, cu consumul aferent de metal.

Volumul vasului de expansiune (in varianta constructive cel mai des intalnita, adica volumul de gaz la starea comprimata egal cu volumul de expansiune maxim) se calculeaza cu relatia:

V 0 = 1 , 1 ‘ V u • p m ax / ( p m a x - P m i n ) J

420


unde : V0 este volumul util al vasului de expansiune Tnchis; V„ - volumul apei inexces rezultat din dilatarea apei din instalatie; pmux - presiunea maxima de lucru admisibila pentru toate componentele instalatiei; p min - presiunea minima necesara pentru a asigura nivelul static superior al apei din instalatie.

Volumul Tn exces rezultat din dilatarea apei din instalatie se calculeaza curelatia:

V li V a P ( tm ax tmin.) ,

unde : Va este volumul apei din instalatie; lrnax - temperatura maxima a apei de incalzire; tmin - temperatura apei de umplere a instalatiei de incalzire; j5 - coeficientul de dilatare termica a apei, corectat cu coeficientul de dilatare a conductelor.

Pentru Vu se obtine, ca valoare orientativa, nu mai mult de 3 % din cantitatea de apa din instalatie.

Presiunea minima p min necesara pentru a asigura nivelul static superior al apei din instalatie nu trebuie sa depa§easca valoarea necesara crearii unei coloane de apa cu mai mult de 0,5 pana la 1 m deasupra nivelului celui mai de sus amplasat consumator (sau al retelei de conducte in cazul distributiei superioare).

Se observa ca, pentru acela^i volum de instalatie, volumul vasului de expansiune mchis create odata cu crejterea presiunii minime, deci cu maltimea cladirii, §i este mai mare decit cel necesar unui vas de expansiune deschis.

Fig. 15.3. Schema de instalatie cu vas de expansiune inchis, supape de siguranta §i rezervor de descarcare

Deoarece Tn unele cazuri de retele cu volum mare de apa (mai ales retele industriale sau retele de grupuri de locuinte) volumul vasului de expansiune devine neeconomic de mare, de exemplu peste 3000 1, se poate adopta o schema mai

421


economica cu un ansamblu functional: vas de expansiune inchis + supape de siguranta + rezervor de descarcare.

Vasul de expansiune preia numai variatiile de volum din timpul functionarii in limita de At = 10 °C iar marile variatii de volum care apar la punerea in functiune a instalatiei, respectiv la ie$irea din functiune, sunt preluate de rezervorul de descarcare cu nivel liber.

In figura 15.3 se prezinta o schema de instalatie cu vas de expansiune, supape de siguranta §i rezervor de descarcare.

Cand traductorul de presiune PM, reglat la presiunea maxima admisa de componentele instalatiei, comanda robinetul de descarcare RE , apa in exces se desarca in rezervorul RD. Cand presiunea scade sub cea minima, necesara mentinerii nivelului piezometric a celui mai inalt plasat consumator, presostatul Pm comanda pornirea pompelor de adaus. Aceste pompe preiau apa din rezervorul de depozitare RD §i o reincarca in instalatie. Dupa cum se constata, sistemul poate avea diferite rapoarte de volum intre vasul de expansiune inchis, sub presiune, §i vasul de descarcare cu nivel liber. Alegerea unui optim al volumului celor doua rezervoare este dat de intervalele de timp in care este necesara interventia ansamblului rezervor de descarcare + pompa de adaus.

O ultima observatie este aceia ca in toate sistemele asigurate cu vase de expansiune inchise este necesara prezenta supapelor de siguranta. La instalatiile cu vas de expansiune simplu supapa de sigurnta asigura instalatia contra unei cre§teri accidentale de presiune peste Pmax+ 0,2 bar. La instalatiile cu vas de expansiune asistat de rezervor de descarcare supapa de siguranta asigura instalatia contra unei cre§teri accidentale de presiune peste Pmax + 0,2 bar, considerand ca la Pmax a functionat robinetul de descarcare.

TABLOUL DE COMANDA SI CONTROL AL CAZANULUI

Pentru ca centrala termica sa poata functiona fara supraveghere permanenta este necesar ca functiile de reglaj §i siguranta in funtionare sa fie complet automatizate. Astfel, de la gradul minim de automatizare, care presupune reglajul regimului de functionare al centralei prin actiunea directa a parametrilor urmariti (ex. temperatura de lucru cazan, temperatura apa calda de consum etc.) §i asupra aparatelor (ex. arzator, pompa de circulate boiler etc.), se poate ajunge la automatizari din ce in ce mai complexe care sa tina seama de o serie de alti factori (ex. temperatura exterioara, temperatura interioara reglata §i o anumita curba de reglaj, programare in timp a parametrilor de functionare etc.).

Pentru schemele simple, in general cu un singur cazan, tabloul de comanda al cazanului, de la cea mai simpla §i obligatorie configuratie poate primi o serie de elemente de comanda §i control care sa gestioneze functionarea automata a intregii centrale. Pentru cazul centralelor mai complexe, cu mai multe cazane cu pornire in cascada, in general, se practica automatizarea minima necesara a tabloului de comanda si control al fiecarui cazan (eventual §i a fiecarui racord de consumator) iar gestiunea functionarii centralei in ansamblu este preluata de un regulator central.

422


Orice cazan de apa calda trebuie sa fie dotat in mod obligatoriu cu urmatoarele elemente de comanda §i control (figura 15.4):

1. buton pornit - oprit;2. siguranta fuzibila;3. termostat de lucru (urmarejte mentinerea temperaturii de ie§ire a apei din

cazan la valoarea reglata);4. termometru pentru temperatura de ie§ire a apei din cazan;5. termostat de siguranta cu rearmare manuala (tarat fara posibilitate de

modificare la o temperatura cu cateva grade mai ridicata decat temperatura maxima de reglaj a termostatului de lucru).

Rolul termostatului de siguranta al cazanului este acela de a interveni prin oprirea arzatorului cazanului in cazul in care datorita defectarii termostatului de lucru nu s-a limitat temperatura de livrare a agentului termic de catre cazan. Presetarea temperaturii de declan^are a termostatului de siguranta la o valoare cu cateva grade mai ridicata decat temperatura maxima de reglaj a termostatului de lucru face ca termostatul de siguranta sa ramana practic in ’’conservare” at at a timp cat cel de lucru lucreaza corect. Acest fapt face ca interventia termostatului de siguranta sa fie sigura iar imposibilitatea de reaclanjare automata face ca defectul sa fie imediat sesizat §i remediat de catre utilizator.

Fig. 15.4. Tablou de comanda cazan in varianta minimala

Pe langa aceste cinci elemente obligatorii ale tabloului de bord al cazanului se mai pot adauga (figura 15.5):

6. manometru pentru controlul mcarcarii instalatiei de incalzire;7. termometru pentru temperatura de evacuare a gazelor de ardere la co§;8. termostat pentru comanda pompei de circulate (recirculatie) a cazanului;9. termostat pentru comanda treptei a doua de functionare a arzatorului

(cazan echipat cu arzator cu functionare in doua trepte);10. programator orar de functionare a cazanului.

423


2 6 7 9 8 10Fig. 15.5. Tablou de comanda cazan in varianta complexa

Termostatul pentru temperatura de evacuare a gazelor de ardere la co§ se prevede in special la cazanele cu functionare cu combustibil lichid, care in timp depun funingine la interiorul suprafetelor de schimb de caldura ceea ce duce implicit la cre§erea temperaturii de evacuare a gazelor de ardere la cos si scaderea randamentului cazanului. La punerea in functiune a unui astfel de cazan se inregistreaza (se marcheaza) temperatura de evacuare a gazelor de ardere la cos pentru regimul nominal de functionare al cazanului, urmand ca determinarea momentului de curatire a cazanului sa fie dictata de cre§terea acestei temperaturi cu 20-30 °C.

Fiecare dintre cele doua variante de automatizare prezentate pot primi ca semnal de intrare comanda unui termostat de ambient (figura 15.6) care limiteaza functionarea pompei de circulate a instalatiei de incalzire functie de temperatura interioara reglata prin acesta. Programatorul orar de functionare al cazanului poate fi un simplu mecanism de ceas cu contacte electrice care poate fi programat mecanic astfel incat sa se asigure functionarea cazanului numai in anumite perioade de timp in intervalul celor 24 de ore in care se poate face programarea, sau poate fi un bloc electronic care sa inmagazineze datele de programare pentru temperatura apei livrate de cazan dar §i a celei calde de consum pe cele §apte zile ale saptamanii sau chiar mai mult. Dotarea cu astfel de programatoare fiind in general optionala, tablourile de comanda si control alecazanelor sunt prevazute cu spatii disponibile pentru a se putea amplasa ulterior acesteaparate functie de dorinta utilizatorilor.

(fam um iiutiI i

V

I - j f• t e w a l ,•

Fig. 15.6. Termostat de ambient.

424


REG ULA TO ARE A UTOMA TE

Regulatoarele automate sunt in general blocuri electronice de automatizare care pot prelua functiile de protectie §i reglaj ale cazanului in varianta maximala - regulatorul cu reglare §i programare (figura 15.7) - sau care pot gestiona functionarea Tntregii centrale termice - regulatorul cu reglare, programare, masurare §i contorizare a consumurilor (figura 15.8).

Regulatorul cu reglare fi programare asigura, pe langa siguranta functionarii cazanului si reglarea temperaturii interioare §i cea a apei calde de consum, urmarirea programului jurnalier al regimului de temperatura interioara, afi§eaza valorile de temperatura ale apei calde de tncalzire si ale apei calde de consum, precum §i programul momentan de functionare.

Fig. 15.7. Regulatorul cu reglare §i programareEste de remarcat ca spre deosebire de tablourile de comanda ale cazanelor

prezentate anterior, aceste regulatoare utilizeaza ca traductori de temperatura termorezistente cu o acuratete mult mai mare de semnal (± 0,1 °C) decat termostatele mecanice la care diferentele de temperatura a c 1 a n § a re - d e c 1 a n § a r e poate fi §i de zece grade. Astfel meat, diferentele de temperatura dintre comenzile complementare pot fi presetate (de ex. 2-3°C).

Acest regulator automat este considerat a fi partial programabil pentru ca de§i poate regia functionarea catorva circuite de tncalzire plus prepararea de apa calda de consum, nu poate fi programat sa anticipeze comenzile de reglaj functie de temperatura exterioara fi de timpul de reactie al cladirii la aceasta (inertia termica a cladirii) astfel meat, regulatorul, de§i foarte sensibil, va reactiona doar la sesizarea abaterii temperaturi lor interioare fata de cele reglate, ceea ce poate duce la aparitia unor scurte perioade de inconfort termic.

Regulatorul cu reglare, programare, masurare $i contorizare a consumurilor elimina aceste neajunsuri avand pe langa posibilitatile regulatorului prezentat anterior §i posibilitati de programare a functionarii instalatiei de tncalzire functie de inertia termica a cladirii, contorizare a consumurilor de energie termica, afifarea regimurilor de functionare a cazanelor §i realizarea conditiilor de intrare in functiune a acestora (pomire tn cascada, functionare altemata etc.)

1. functionare automata;2 functionare pe timp de zi;3_ functionare pe timp de noapte;4. timer:5- functionare Tn reaim manual:6- programare;7. comutator zi/noapte;8. copiere program;9. reset;10. buton incrementare;11 buton decrementare:12. buton introducere date;13. poten{iometru reglare temperatura agent

H i t* 12 11 9 I B 3 2

termic;14. potenjiometrii reglare temperatura a.c m.; 15 comutator vara/iarna/inchis 16. display cristale lichide.

425


at 5j;rc- :en ip:; -.;=:..ro ncicotor cazan porit:,'t saro I'-rdi: rick.ntor zi:nckator .'.it: !■: :losoa-vati

buto- c : pioro zi: buto,-no aj~&tar:‘ : .v c::Tk.:.;;tor -ocjiin ucr~ buto- paly: buto- zi liber:: buto- v:t;:,-nt.i buto..'no onxramar::

1-' c-noartinont oatcric: 15. butoa-o supracorrandd s ajus-taro batorio 1C. I;..ton :-ororc informatii

Fig. 15.8. Regulatorul cu reglare, programare, masurare si contorizare a datelor

AUTOMATIZAREA ARZATOARELOli INBEPENDENTE

Ca arzatoare independente, cu automatizare proprie, sunt cele pentru combustibili gazo§i sau lichizi, cu aer insuflat, cu functionare intr-o treapta, mai multe trepte, sau modulata. Parametrii functionali, elementele componente §i modul de functionare al acestor tipuri de arzatoare a fost pe larg prezentat in capitolul 7 (subcapitolele 7.5. - 7.8.).

Functionarea automata a arzatoarelor independente este asiguarata de un bloc de automatizare care poate fi produs chiar de fabricantul arzatorului sau poate fi preluat de la producatori specializati.

Principalele functiuni de automatizare pe care trebuie sa le asigure blocul de automatizare al unui arzator sunt, in mod obligatoriu:

Preventilarea : realizarea prin functionarea ventilatorului de aer, inainte de admisia de gaze combustibile, a cel putin trei schimburi de aer in camera de ardere. Acest lucru se realizeaza prin existenta unui anumit timp de preventilare asigurat de constructia blocului de automatizare.

Siguranta la aprindere : dupa ce timpul de preventilare s-a terminat, blocul de automatizare da comanda de deschidere electrovalvei de combustibil §i de alimentare a electrodului de aprindere, dupa care ajteapta semnal de la sesizorul de flacara atunci cand arderea este stabilizata. Dupa scurgerea unui anumit timp, numit §i timp maxim de siguranta la aprindere, daca nu este sesizata prezenta flacarii, blocul de automatizare blocheaza functionarea arzatorului §i aprinde lampa de semnalizare (oprire in stare de avarie). Repornirea arzatorului nu se poate face decat prin rearmare manuala, dupa indepartarea cauzelor ce au dus la oprirea m avarie.

Controlul flacarii : faptul ca flacara arzatorului este prezenta §i stabila se controleaza permanent, de la aprinderea pana stingerea arzatotului, de catre un sesizor de flacara. La arzatoarele pentm combustibili gazofi sesizarea flacarii este realizata de catre un electrod de ionizare care, datorita puternicei ionizari a zonei de front de flacara m care se gase§te, realizeaza curentul minim de ionizare detectabil de catre blocul de automatizare al arzatorului. La arzatoarele pentru combustibili lichizi.

426


sesizarea permanenta a flacarii se realizeaza cu o fotocelula sensibila la efectul luminos al flacarii.

Siguranta la stingere : la primirea comenzii de oprire a arzatorului, flacara acestuia trebuie sa se stinga de o maniera ferma. Daca electrovalva de combustibil nu tnchide ferm admisia acestuia in zona de ardere, flacara va persista §i, daca dupa scurgerea timpului de siguranta la stingere este in continuare prezenta, blocul de automatizare va bloca functionarea arzatorului in faza de avarie.

Controlul funcfionarii suflantei : tn general acest lucru se realizeaza cu ajutorul unui presostat de aer care sesizeaza existenta suprapresiunii de refulare a suflantei. In cazul unor blocuri de automatizare, aceasta functiune se realizeaza direct, electronic, prin compararea curentului absorbit de motorul electric de actionare cu cel de mers tn gol. Nerealizarea conditiei poate fi cauzata de defectarea motorului electric sau de uzarea cuplei mecanice a rotorului suflantei §i duce la oprirea arzatorului tn faza de avarie.

Controlul presiunii de alimentare cu combustibil gazos : la arzatoarele pentru combustibil gazos este foarte important a se respecta domeniul de presiuni de alimentare cu gaz. Astfel, tnainte de rampa de gaz, se prevede un presostat de minim cu rolul de a comanda oprirea normala a arzatorului atunci cand presiunea a scazut la o valoare la care tnca flacara este stabila dar cu un exces foarte mare de aer §i/sau un presostat de maxim, cu rolul de a comanda oprirea normala a arzatorului atunci cand presiunea a cerscut peste valoarea maxima acceptabila fata de reglajele arzatorului sau fata de presiunnea maxima acceptata de rampa de gaz.

Posibilitciteci de reglare - Reglarea sarcinii termice de functionare a arzatorului tn cazul unei aplicatii specifice presupune.

In plus poate fi necesara §i Comanda treptelor de functionare : tn general arzatoarele cu doua trepte pornesc tn prima trepta dupa care, dupa un anumit timp de a§teptare presetat, tree pe trapta a doua urmand ca repornirea sa se faca tn aceea§i maniera sau, functie de semnalul primit de la tabloul de comanda al cazanului comuta intre cele doua trepte de functionare.

La arzatoarele de puteri mari se utilizeaza sistemul de functionare tn trepte progresive care face ca trecerea de la o treapta de functionare la alta sa se efectueze lent (amortizat) astfel meat sa se poata evita §ocurile de presiune date de trecerile bru§te tntre treptele cu diferente mari de sarcina termica. Aceste focuri, pe langa efectul sonor deosebit de neplacut, perturba stabilitatea flacarii pe perioade scurte de timp generand astfel depa§iri ale normelor de noxe sau, daca stabilitatea este tntrerupta, se poate ajunge la oprirea tn avarie a arzatorului.

Reglajul sarcinii la cazanele cu parametrii functionali speciali, cum ar fi cazanele cu condensatie, sau la puteri mari, peste 2 MW, se poate face §i modulant, adica prin variatia continua a debitului de combustibil. Domeniul de reglaj uzual este 30 - 100 % iar aerul de ardere se regleaza tn tandem cu debitul de combustibil pentru a mentine constant excesul de aer pe toata plaja de reglaj a arzatorului. Reglarea aerului se poate face mecanic prin tnchiderea controlata a unor voleti tn pozitii prestabilite, sau electronic prin varierea turatiei motorului de antrenare a ventilatorului (functie de valoarea presiunii combustibilului tn capul de ardere).

427


428


BIBLIOGRAFIE

TRA TA T E , M O N O G R A F II, C A R T l, M AN U ALE

1. CHIRIAC FI.. , ANTONESCU N. §.a.- Procese de transfer de caldura §i de masa in instalatiile industriale- Ed, Tehnica Bucurrejti 1992 -534 pag.

2. UNGUREANU C,. IOANA IONEL §.a. - Instalatii de ardere - Ed. Politehnica Timisoara 2008 - 216 pag.

3. PANOIU N. j.fl.- Instalatii de ardere a combustibililor solizi - Ed. Tehnica Bucurejti 1985- 458 pg.

4. GRECOV D., ANTONESCU N. $.ct. -. Arderea combustibililor gazo§i - Flacarile Difuziv Turbulente - Ed. Academiei bucurejti 1969 - 268 pg.

5. ANTONESCU N. - Procese §i instalatii de ardere -Ed. UTCB Bucure§ti 1982 - 196 pg.6. ANTONESCU N., STANESCU D.. ANTONESCU N.N. - Procese de ardere-Bazele fizice §i

experimentale - Ed. Matrix Bucurejti 2002 - 317 pag.7. LANDAU D.. M. LIFCHITZ- Mecanique des Fluides - Ed. MIR Moscova 1971 - 669 pag.8. GUILLET R. - Du diagramme hygrometrique de combusion aux pompes a vapour d'eau -

Ed. ELSEVIER Paris 1998 - 297 pag.9. MOGOS I. -Contributii la studiul tehnicii de ardere a dejeurilor de lemn - teza de doctorat

- UTCB Bucure§ti 2007 - 197 pag10. ANTONESCU. N. §.ct. -Valorificarea energetica a dejeurilor - Ed Tehnica Bucurejti 1988

- 352 pag.11. PASCULETE E. - Cercetari privind gazeificarea lignitilor - teza de doctorat - UPB 1997 -

309 pag.12. ANTONESCU N.N. - Solutii energetice de tratare a dejeurilor solide menajere, speciale §i

industriale - Editura CONSPRESS - Bucuresti 2003 - 196 pag.13. ANTONESCU N. - Ardere §i depoluare in procese de ardere - Ed. UTCB Bucure§ti - 1995

- 153 pag,14. ANTONESCU N.N. - Instalatii de ardere $i cazane cu eficienta termica ridicata $i poluare

redusa - Editura MATRIX ROM - Bucurejti 2011 - 273 pag.15. ANTONESCU N. , CALUIANU V. - Cazane §i aparate termice - Editura Didactica §i

Pedagogica Bucure§ti - 1975 - 280 pag.16. RIELLO S.p.A. - Forced Draught Burners Handbook - Legnano - Italia 2001 - 170 pag.17. KUZMAN RAZNJEVIC - Tabele §i diagrame termodinamice - Editura Tehnica -

Bucure$ti 1978 - 370 pag.18. STANESCU P.D.. ANTONESCU N.N. s.a. - Indrumator de proiectare cazane - Editura

MATRIX ROM - Bucuresti 2006 - 265 pag.19. ANTONESCU N., ANTONESCU N.N.. STANESCU P.D. s.a. - Auditul energetic al

cladirilor existente §i sistemelor aferente de alimentare cu caldura - Energetica Echipamentelor Termice din Instalatiile de Incalzire - curs postuniversitar- Editura COMPRESS- martie 2005 - Total volum 574 pag - Pagini de autor 112 pag.

20. CALUIANU V., STANESCU D., ANTONESCU N.N. - Aparate termice - Schimbatoare de caldura - indrumator de proiectare - Editura U.T.C.B.- -Bucuresti dec. 2003 - 174 pag.

21. ANTONESCU N., CALUIANU V., STANESCU D„ ANTONESCU N.N. - Procese de ardere - bazele fizice §i experimentale - Editura MATRIX ROM - Bucuresti ian.2003 - 3 18 pag.

22. ANTONESCU N, CALUIANU V., STANESCU D.. ANTONESCU N.N. - Echipamente termice pentru instalatii de habitat }i industriale - Editura BLACK SEA - Bucuresti 2003 - 246 pag.

23. STANESCU P.D., ANTONESCU N.N. - Indrumar de lucrari de laborator de ardere - editura UTCB - 1997.

429


A R T1C 0LE § 1 C0M U NICAR1

1. ANTONESCU N. N„ ANT ONES C U. N. , STANESCU D.P - Modelul fizic global de ardere a masivului §i stratului de combustibil la arderea cu gazeificare. - Revista Romana de Inginerie Civila - vol. 1 (2010) nr. 2 pg.63-78 - Edit. MATRIX-ROM Bucrejti.

2. ANTONESCU N. N., ANTONESCU.N , STANESCU D.P - Biomass Heating Systems forPrivate Households Heating - Energy Efficiency in Building, Passive House andRenewable Energy Sources - Palace Hall -Bucure^ti 2010

3. STANESCU D.P.. ANTONESCU.N. . ANTONESCU N. N. - Energetica biomasei in cadrul auditului energetic - publicat pe CD -Conferinta Nationala “ Performanta Energetica a Cladirilor §i Instalatiilor Alerente" - Bucure^ti 2010

4. ANTONESCU N. N„ ANTONESCU.N. . STANESCU D.P . - Procese trnzitorii intr-un ciclu de functionare a sistemului de ardere a lemnului cu gazeificare — Conferinta a XVT - "Termodinamica §i transfer de caldura" - Facultatea de Instalatii Bucure§ti - mart.2010 - publicat tn volumul ,,Eficienta, Confort, Conservarea Energiei §i Protectia Mediului” - Bucure§ti 2010

5. ANTONESCU N. N„ STANESCU D.P , ANTONESCU.N, - Une modelisation du transfertde chaleur et de masse au serpentines de tuyaux gaufres des chaudieres a condensation-Cinquieme Edition du COLLOQUE FRANCOPHONE SUR L'ENERGIE - ENVIRONNEMENT - ECONOMIE & THERMODYNAMIQUE (COFRET) - Iasi - mai 2010 — publicat in « Buletinul Institutului Politehnic din Ia§i» Tomul LVI(LX)- Fasc.3b -Sectia « Constructii de Maa^ini » - pag. 117-128

6. ANTONESCU N. N„ STANESCU D.P , ANTONESCU.N, - Une modelisation physico- mathematique et experimentale de la phase d'allumage d’une couche de combustible solide dans les foyers des chaudieres - Cinquieme Edition du COLLOQUE FRANCOPHONE SUR L’ENERGIE - ENVIRONNEMENT - ECONOMIE & THERMODYNAMIQUE (COFRET) - Iasi - mai 2010- publicat in « Buletinul Institutului Politehnic din Ia§i » Tomul LVI(LX)-Fasc.3a -Sectia « Constructii de Maa§ini » - pag. 147-156

7. ANTONESCU N. N„ STANESCU D.P , ANTONESCU.N, - Final heat recovery and elimination of visible steam in the flue gas at exhaust level for heating boilers - 10th REHVA WORLD CONGRESS .Sustainable Energy Use in Buildings.-CLIMA2010- Turkish Society of HVAC & Sanitary Engineers 9 - 1 2 May, Antalya

8. STANESCU D.P., ANTONESCU N. N.."ANTONESCU.N, - Testing of high efficiency techniques for biomass type fuels burning in heating boilers -10th REHVA WORLD CONGRESS .Sustainable Energy Use in Buildings.- CL1MA2010 - Turkish Society of HVAC & Sanitary Engineers 9 - 1 2 May, Antalya -

9. ANTONESCU N. N„ ANTONESCU.N, STANESCU D.P. - Visual-photographicdetermination of burning speed and ignition process in wood combustion with gasification

9th INTERNATIONAL CONFERENCE ON HEAT ENGINES AND ENVIRONMENTAL PROTECTION - May 25-27, 2009 • Balatonfured, Hungary

10. ANTONESCU N.N. , ANTONESCU N„ STANESCU D. - Visual-PhotographicDetermination of Burning Speed and Ignition Process in Wood Combustion withGasification - 9-th International Conference on Heat Engines and EnvironmentalProtection - mai 2009 - Balatonfured Hungary - Proceedings pg. 101-107 - ISBN 978- 963-420-979-9

11. ANTONESCU N.N. , ANTONESCU N„ STANESCU D. - Fenomenul aprinderii stratului de lernn in regim de cocsificare-gazeificare - determinari prin vizualizare pe pilot - Conferinta a XV - "Termodinamica §i transfer de caldura" - Facultatea de Instalatii Bucure§ti- nov.2008 - publicat in volumul „Eficienta, Confort, Conservarea Energiei §i 98.

430


12. ANTONESCU N.N. , ANTONESCU N„ STANESCU D. - Recherches experimentales, avec visualisation, concemant la combustion avec gaseification de dechets solides - Buletinul Stiintific al Universitatii POLITEHNICA din Timi§oara - Tom xx (xx), Fascicola x, 2008 - pg.x-x; ISSN 1224-6077 - „Protectia Mediului” - Bucurejti 2008

13. ANTONESCU N.N. . ANTONESCU N„ STANESCU D. - O solutie ecologica si energetica de utilizare a gazelor evacuate din depozite de de§euri inchise - revista«S ALUBRIT ATE A » nr. 1/2008 — pg . 18-23 - ISBN 1582-974x

14. ANTONESCU N.N. , ANTONESCU N., STANESCU D. - Le bruleur-foyer avec effet Karlowitz pour les gaz de depots de dechets - essais de performance - - Buletinul Stiintific al Universitatii POLITEHNICA din Timisoara - Tom 53 (67), Fascicola 1, 2008 — pg. 1 - 9; ISSN 1224-6077

15. ANTONESCU N.N. , ANTONESCU N„ STANESCU D. - Une solution ecologique et energetique pour l’utilisation du gaz produit dans les depots de dechets - - Buletinul Stiintific al Universitatii POLITEHNICA din Timisoara - Tom 53 (67), Fascicola 1, 2008 - pg. 9-17; ISSN 1224-6077

16. ANTONESCU N.N. . ANTONESCU N., STANESCU D„ s.a. - A physical model for the burning process of the sawdust particle in fluidised bed suspension conditions - Fifth Mediterranean Combustion Symopsium MCS-5 - Monastir, Tunisia, September 2007Transilvania 2007 - ISBN 973-635-411 -3 - pg. 87.

17. ANTONESCU N.N.. ANTONESCU N„ STANESCU D.- Medical type wastes burning with gaseification on a large surface front - Buletinul Stiintific al Universitatii POLITEHNICA din Timisoara - Tom 52 (66), Fascicola 4, 2007 - pg. 1-9; ISSN 1224-6077

18. ANTONESCU N.N., ANTONESCU N„ STANESCU D.- Arderea dejeurilor periculoase cu gazeificare pe un front de suprafata mare. - Seminarul AirQuality - iunie 2007 - Timisoara - publicat in volumul Conferintei

19. ANTONESCU N.. ANTONESCU N.N.. STANESCU D. - Aspecte comparative privind arderea lemnelor in strat, la cazane, in arderea inversa §i in arderea directa - Revista de Constructs - 2006

20. MOGOS /., ANTONESCU N., ANTONESCU N.N., STANESCU D. , - Cercetari privind un model fizic de ardere in suspensie a rumegu§ului - Conferinta a XIII - "Termodinamica §i transfer de caldura" - Facultatea de Instalatii Bucure^ti - nov.2006

21. ANTONESCU N„ ANTONESCU N.N., STANESCU D. - Arderea rumegu?ului in antefocare ciclon destinate cazanelor cu debite mici - Conferinta Catedrei de Termotehnica - Universitatea "Politehnica” Ia§i - iulie 2006

22. ANTONESCU N„ ANTONESCU N.N., - Reserches about a new technic, using Karlowitz effect, for burners, applied to boilers whith condensation - Conferinta Cosice (Sloavacia)- apr. 2006

23. ANTONESCU N„ ANTONESCU N.N.. STANESCU D.. - Aspecte aplicative privind arderea inversata a combustibilului solid in strat - Conferinta a XII - "Termodinamica §i transfer de caldura" - Facultatea de Instalatii Bucure§ti - nov.2005 - publicat in volumul „Eficienta, Confort, Conservarea Energiei §i Protectia Mediului” - Bucure$ti 20

24. ANTONESCU N„ ANTONESCU N.N, STANESCU D.-Dezumidificarea gazelor de ardere cu schimbator de caldura static pentru suprimarea pana§ului de abur de la co§ul de evacuare al cazanelor cu condensatie - Conferinta „§tiinta Modema §i Energia” - Cluj mai 2005 - publicat in volumul conferintei.

25. ANTONESCU N. N„ ANTONESCU N. - Arzator-focar turbionar cu effect Karlowitz - Sesiunea §tiintifica Constructii-Instalatii CIB 2004 - Bra§ov - noiemb.2004 - publicat in volumul ,Uucrarile Sesiunii §tiintifice Constructii-Instalatii -Editura Universitatii Transilvania 2004 - ISBN 973-635-411-3 - pg. 253-261

431


26. ANTONESCU N., ANTONESCU N. N - Aerodinamica FTK - Focar Turbionar cu efect Karlowitz- Sesiunea §tiintil'ica Constructii-Instalatii CIB 2004 - Bra§ov - noiemb.2004 - publicat in volumul „Lucrarile Sesiunii §tiintifice Constructii-Instalatii -Editura Universitatii Transilvania 2004 - ISBN 973-635-411-3 - pg. 261-269

27. ANTONESCU N., CALUIANU V..STANESCU D„ ANTONESCU N.N. -Rezultate decalcul §i validarea experimentala pentru modelul de calcul al transferului de caldura §i masa la cazanele cu condensatie - Conferinta a X-a "Termodinamica §i transfer decaldura" - Facultatea de Instalatii Bucure§ti - nov.2003 - publicat Tn volumul „Eficienta, Contort, Conservarea Energiei §i Protectia Mediului” pg. 203-211 - Bucurejti 2003

28. ANTONESCU N., CALUIANU V.,STANESCU D., ANTONESCU N.N. - Analiza constructive §i de modelare pentru cazanele de condensatie "KESTON” de Lip serpentina - Conferinta a X-a " Termodinamica si transfer de caldura" - Facultatea de Instalatii Bucure^ti - nov.2003 - publicat in volumul „Eficienta, Confort, Conservarea Energiei §i Protectia Mediului” pg. 195-203- Bucurejti 2003

29. ANTONESCU N , CALUIANU V..STANESCU D.. ANTONESCU N.N. - Rezultate experimentale la arderea peletilor de rumegu§ pe gralare stocker - Sesiunea INDAGRA nov.2003 - publicat in volumul conferintei

30. ANTONESCU N., CALUIANU V..STANESCU D.. ANTONESCU N.N. - Solutii de valorificare energetica §i ecologica a de§eurilor lemnoase - Sesiunea INDAGRA nov.2003- publicat in volumul conferintei

31. ANTONESCU N„ ANTONESCU N.N., STANESCU D. - Tratarea emanatiilor gazoase din depozitarile de dejeuri menajere. - revista SALUBRITATEA nr. 2 / 2003 - pg . 7-12 - ISBN 1582-974x

32. PASCULETE E„ ANTONESCU A., COMSA C„ ANTONESCU N„ STANESCU D„ ANTONESCU N.N. - Contribute la cre§terea eficientei ji retinerea dioxidului de sulf din gazele de ardere evacuate . la cazanele tara preTncalzitor de aer - Conferinta de Echipament Termomecanic Clasic §i Nuclear ETCN-2001 - Bucure§ti - iunie 2001 - volumul conferintei pg 232-237 - ISBN 973-652-363-2

33. PASCULETE E„ ANTONESCU A.. COMSA C„ ANTONESCU N.. ANTONESCU N.N., STANESCU P.D. - Cre^terea eficacitatii energetice concomitent cu reducerea poluarii cu oxizi de sulf cu ajutorul unui echipament unitar la cazanele energetice §i industriale lara preincalzitor de aer - ENERGETICA -ISSN 1220-5133 - Nr.4 aprilie 2001 - pg. 1 -3

34. ANTONESCU N, . STANESCU D., ANTONESCU N.N. - Arderea COV pentru protejarea atmosferei - revista "Instalatorul", 2001, ra-,3. pg.5-10

35. ANTONESCU N„ STANESCU P.D., ANTONESCU N.N. - Procedeu enrgoeconomic de ai'dere a emisiilor de COV cu tuburi concentrice - Conferinta a VH-a "Eficienta, confort, conservarea energiei §i protectia mediului - Termodinamica §i transfer de caldura" - nov.2000 - Ed. CONSPRES BUCURESTI- ISBN 973-8165-00-8 - pg.25-33

36. ANTONESCU N. , STANESCU D„ ANTONESCU N.N. - Tratarea dejeurilor spitalicejti (U). Rezultate obtinute pe o instalatie pilot cu piroliza §i ardere in focar ciclon - VORTEX-SPIT - revista "Instalatorul", 2000, nr.8,pg.41-45

37. ANTONESCU /, ANTONESCU N.N. - Pompa de vapori de apa - un recuperator de maxima eficienta- revista "Instalatorul", 2000. nr.7 , pg.41-47

38.. ANTONESCU N., CALUIANU V., STANESCU D.. ANTONESCU N.N., DANATOIU 0., CERVINSCHI V., BRAGA I. - Experimentari de ardere in strat a rumegu§ului pe o instalatie pilot - comunicare sesiunea IX-a SOROPA noemb.1999 - publicat in revista "Protectia Atmosferei" nr.7.

39. ANTONESCU N.N. . STANESCU P.D., - Calculul focarelor tip tub de flacara cu pereti de rnalta temperatura - Revista Romana de Inginerie Civila - Matrix Rom - Bucurejti 2012.

432

9 7 8 9 7 3 7 5 5 8 7 8 7

aparate termice - curs - stanescu - antonescu agh i.pdf

Documents