bilanŢuri - departamentdpue.energ.pub.ro/files/carte/bilanturi termoenergetice.pdf · evaluarea...

BILANŢURI

TERMOENERGETICE

Bucureşti, 2004 FA

CU

LTA

TEA DE ENERG

ET

ICA

BUCURESTI

Cristian RĂDUCANU Roxana PĂTRAŞCU Eduard MINCIUC

Universitatea POLITEHNICA din Bucureşti

Facultatea de Energetică

Cristian RĂDUCANU Roxana PĂTRAŞCU

Eduard MINCIUC

BBIILLAANNŢŢUURRII TTEERRMMOOEENNEERRGGEETTIICCEE

Bucureşti, 2004

INTRODUCERE În cadrul procesului de restructurare economică pe care România îl parcurge în prezent, un rol deosebit în promovarea acţiunilor având ca scop conservarea energiei îl are sistemul legislativ şi de reglementări în domeniu. Eficienţa energetică şi protecţia mediului constituie împreună una dintre cele opt direcţii de activitate stabilite de Carta Europeană a Energiei, adoptată la Haga în anul 1991. Principiile politicii pentru promovarea eficienţei energetice au fost stabilite în Protocolul Cartei Energiei privind Eficienţa Energtică şi aspecte Asociate legate de Mediu, încheiat la Lisabona în anul 1994.

Semnatară a protocolului menţionat, România s-a angajat să-şi revizuiască şi să-şi adapteze prevederile legislative în acest sens. Cadrul legislativ nou creat va trebui să aibă în vedere următoarele aspecte :

• Promovarea instalaţiilor şi echipamentelor eficiente, reducerea barierelor existente şi stimularea investiţiilor;

• Funcţionarea eficientă a mecanismelor de piaţă;

• Punerea la punct a mecanismelor pentru finanţarea iniţiativelor în domeniul eficienţei energetice;

• Educarea şi conştientizarea;

• Diseminarea şi transferul de tehnologii;

• Transparenţa şi accesibilitatea cadrului legislativ şi de reglementări.

Reglementările în favoarea conservării energiei trebuie individualizate pe domenii şi pe grupuri ţintă. Astfel, în funcţie de tipul de consumator, reglementările trebuie să se adreseze în mod distinct sectorului industrial (agenţilor economici din domeniu), sectorului terţiar (agenţi economici, instituţii, etc) şi sectorului rezidenţial (populaţiei). În funcţie de natura receptoarelor de energie, reglementările se pot referi la agregate, echipamente, aparate şi clădiri.

Din punct de vedere al tipului de măsuri care pot fi adoptate în vederea conservării energiei, reglementările se pot referi la :

• Managementul energiei;

• Promovarea cercetării şi dezvoltării;

• Dezvoltarea tehnologiilor eficiente;

• Promovarea surselor noi de energie;

• Dezvoltarea şi diversificarea serviciilor în domeniul eficienţei energetice;

• Pregătirea profesională şi educaţia în domeniul conservării energiei;

• Promovarea programelor de cooperare internaţională pentru eficienţa energetică.

Bilanţuri termoenergetice iv

Elaborarea reglementărilor specifice pentru stimularea şi promovarea economiei de energie în fiecare domeniu este o acţiune complexă, de durată, care presupune cunoaşterea atât a realizărilor pe plan mondial cât şi a condiţiilor specifice din ţara pentru care sunt concepute reglementările.

Reglementările în domeniul managementului energie la consumator (DSM) pentru ţara noastră vor trebui să vizeze în special sectorul industrial, fără a omite însă şi celelalte două sectoare. Consumatorii industriali deţin cea mai importantă pondere în categoria utilizatorilor finali de energie, motiv pentru care aplicarea managementului energetic şi îmbunătăţirea eficienţei energetice în întreprinderile industriale vor duce la importante economii de energie.

Evaluarea eficienţei energetice a unei înterprinderi industriale presupune întocmirea cu o anumită ciclicitate a auditului energetic, asigurarea unor servicii energetice integrate, evaluarea potenţialului de eficienţă energetică, etc.

Asigurarea instrumentelor de aplicare a tehnicilor managementului energiei în unităţile industriale implică instituţionalizarea formelor de pregatire a auditorilor şi managerilor energetici în instituţii de învăţământ acreditate sau cel puţin agreate de către autoritatea naţională în domeniu, înfiinţarea şi funcţionarea societăţilor de consultanţă energetică şi a comapniilor de servicii energetice, crearea băncilor de date, elaborarea prognozelor, etc.

Instituţionalizarea formelor de pregătire şi reglementarea modalităţii de atestare a viitorilor experţi este necesară mai ales în ţările rămase în urmă din acest punct de vedere, aşa cum este şi România. Astfel, reglementarea caracterului obligatoriu al auditării energetice ciclice pentru toate categoriile de consumatori, începând cu cei mai importanţi, constitue primul pas în acţiunea de aliniere a economiei româneşti la nivelul şi cerinţele UE în acest domeniu.

Volumul de muncă şi diversitatea aspectelor abordate simultan la întocmirea unui audit energetic autentic impun caracterul colectiv al acestui demers. Pe cale de consecinţă, numai o organizaţie îşi poate asuma răspunderea şi poate fi atestată pentru întocmirea auditului energetic. Organizaţia atestată poate să fie o instituţie de stat sau o companie particulară. În prealabil, o serie de persoane aparţinând organizaţiei respective vor putea fi autorizate să întocmească şi să analizeze bilanţuri energetice. Este de la sine înţeles faptul că persoanele autorizate în prealabil vor contribui ulterior la întocmirea auditului energetic în cadrul unei organizaţii atestate.

Pregătirea şi autorizarea auditorilor energetici trebuie să aibă loc numai în instituţiile de învăţământ care dispun şi de cadre calificate şi de baza materială adecvată. În etapa de debut a aplicării procedurilor managementului energiei în România, este preferabil ca absolvenţii cursurilor de pregătire în domeniul întocmirii bilanţurilor şi auditului energetic să fie suprainstruiţi, deoarece modul în care aceştia îşi vor îndeplini funcţiunea va determina în ultimă instanţă succesul sau insuccesul acestui demers în ţara noastră.

Tematica de studiu şi procedurile de evaluare a cursanţilor trebuie să fie aceleaşi în toate unităţile de învăţământ care asigură pregătirea şi atestarea. În general, cunoştiinţele transmise cursanţilor sunt accesibile absolvenţilor instituţiilor de

Introducere v

învăţământ superior tehnic şi economic din România şi din UE. Tematica este structurată pe două direcţii (specific termoenergetic şi respectiv specific electroenergetic). Fiecare modul are o durată de 30 ore (o săptămână). Seria de trei module cu specific termoenergetic are următoarea compunere :

- Modulul 1. Bazele termoenergeticii.

- Modulul 2. Măsurători neelectrice.

- Modulul 3. Întocmirea şi analiza bilanţurilor termoenergetice.

CUPRINS

1. MANAGEMENTUL ENERGIEI, CONDIŢIE A UNUI SISTEM ECONOMIC CONCURENŢIAL 1

1.1. Noţiunea de eficienţă energetică 2

1.2. Managementul energiei la consumator (DSM) 3

1.3. Auditul energetic 8

2. BILANŢUL ENERGETIC, PRIMA ETAPĂ A ANALIZEI ENERGETICE A UNUI CONTUR ÎN INTERIORUL CĂRUIA SE DESFĂŞOARĂ O ACTIVITATE CU SPECIFIC INDUSTRIAL 13

2.1. Clasificare bilanţurilor energetice 13

2.2. Principii generale de elaborare a bilanţurilor energetice 15

2.3. Termenii bilanţului energetic 16

2.4. Indicaţii metodologice pentru întocmirea unui bilanţ energetic 20

2.5. Indicatori de performanţă energetică 22

2.6. Modalităţi de prelucrare a datelor şi de prezentare a rezultatelor bilanţului energetic 25

2.7. Analiza rezultatelor obţinute 26

2.8. Indicatori de impact asupra mediului 27

3. PRINCIPALELE TIPURI DE ECHIPAMENTE ENERGETICE CARE INTRĂ ÎN CATEGORIA TRANSFORMATORILOR DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC 44

3.1. Maşini rorative antrenate 44

3.2. Schimbătoare de căldură 45

3.3. Cazane recuperatoare 47

3.4. Cazane convenţionale de abur şi apă fierbinte 47

3.5. Turbine cu abur 49

3.6. Turbine cu gaze 51

3.7. Motoare cu ardere internă 53

3.8. Instalaţii frigorifice şi pompe de căldură 54

3.9. Acumulatoare de căldură 54

4. PRINCIPALELE TIPURI DE INSTALAŢII APARŢINÂND CATEGORIEI CONSUMATORILOR FINALI DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC 55

Cuprins vii

4.1. Instalaţii de vaporizare 55

4.2. Instalaţii de uscare 56

4.3. Reactoare chimice şi încălzitoare 58

4.4. Cuptoare cu combustibil 58

5. EXEMPLE ŞI STUDII DE CAZ CU SPECIFIC TERMOENERGETIC 59

5.1. Bilanţul energetic al unui schimbător de căldură abur-apă 59

5.2. Bilanţul energetic al unui schimbător apă-apă 60

5.3. Bilanţul energetic al unei instalaţii de concentrare prin vaporizare 61

5.4. Bilanţul energetic al unui reactor chimic de joasă temperatură 65

5.5. Bilanţul energetic al unei instalaţii de uscare prin pulverizare 68

5.6. Bilanţul energetic al unei rame de termofixat 73

5.7. Bilanţul energetic al unui cazan de abur pe combustibil lichid 78

5.8. Bilanţul energetic al unui cuptor de topit sticlă 82

5.9. Bilanţul energetic al unui cuptor tunel 93

5.10. Bilanţul energetic al unui cuptor de forjă 103

5.11. Bilanţul energetic al unei instalaţii frigorifice cu compresie mecanică 108

5.12. Bilanţul energetic al unei instalaţii frigorifice cu absorbţie 116

5.13. Bilanţul energetic al unei CET proprii 119

5.14. Bilanţul energetic al procedeului pneumatic de elaborare a oţelului 129

5.15. Bilanţul energetic al unei instalaţii chimice de sinteză 133

5.16. Auditul energetic propriu-zis al unei întreprinderi 137

ANEXE 144

A.1. Călduri specifice medii ale unor substanţe 144

A.2. Calculul pierderilor de căldură în câteva situaţii frecvent întâlnite în instalaţiile industriale 146

A.3. Coeficienţi de transformare a unităţilor de măsură 153

A.4. Formulare tip pentru întocmirea bilanţului şi auditului energetic 154

BIBLIOGRAFIE 157

Bilanţuri termoenergetice viii

1. MANAGEMENTUL ENERGIEI, CONDIŢIE A UNUI SISTEM ECONOMIC CONCURENŢIAL

Valorificarea cu maximă eficienţă a tuturor categoriilor de resurse (materiale, umane, financiare, etc) constitue o cerinţă de mare actualitate atât pentru activităţile productive cât şi pentru cele neproductive. Dintre categoriile de resurse enumerate mai sus, cele materiale nu sunt numai scumpe ci şi epuizabile, fapt care constitue un argument în plus în favoarea utilizării lor cu maximum de randament.

Resursele energetice constitue o parte importantă a resurselor materiale, fapt devenit de notorietate în urma aşa numitelor crize petroliere care au lovit în special economiile ţărilor industrializate importatoare de purtători de energie primară pe parcursul deceniului al optulea al secolului trecut. Reacţiile ţărilor dezvoltate, iniţial necorelate, s-au structurat pe parcursul deceniului următor, materializându-se în dezvoltarea conceptelor de energie alternativă, de energie regenerabilă, de management al energiei şi de eficienţă energetică. Toate aceste concepte au avut un caracter practic şi consecinţe benefice incontestabile asupra întregii activităţi economice din aceste ţări.

Cursa tehnologică pentru punerea la punct a soluţiilor bazate pe energiile regenerabile nu a avut rezultate spectaculoase în majoritatea ţărilor competitoare, fie ele capitaliste sau socialiste. În final, valorificarea potenţialului energetic regenerabil s-a dovedit în cele mai multe cazuri neeconomică.

Punerea în practică a conceptelor de management al energiei şi de eficienţă energetică s-a dovedit a fi atractivă şi sub aspect economic. Sistemul a fost pus la punct pas cu pas în Marea Britanie şi preluat apoi din mers în celelalte ţări industrializate din Europa de Vest, America de Nord şi Japonia. Trebuie subliniat faptul că acest sistem şi-a dovedit utilitatea şi funcţionează cu succes în condiţiile capitalismului modern şi ale economiei de piaţă. El a fost importat în anii '80 şi în ţara noastră, însă condiţiile economice şi sociale mult diferite şi în special penuria de energie au asigurat eşecul său total. Acest fapt trebuie reţinut, experienţa existentă în România privind consecinţele impunerii de la centru a eficienţei energetice în special în sectorul industrial fiind încă utilă, chiar dacă în prezent condiţiile sunt altele.

În acelaşi timp, trebuie subliniat faptul că integrarea ţării noastre în spaţiul euro-atlantic presupune alinierea administraţiei, organizaţiilor şi a indivizilor la anumite reguli şi practici, aliniere care nu se va face numai de la sine. De aceea, iniţiativa ARCE de ordonare şi reglementare a cadrului legal şi a celui organizatoric necesar activităţilor având ca obiect îmbunătăţirea eficienţei energetice în toate domeniile este salutară şi utilă. O acţiune concertată şi bine concepută la nivel naţional, care să îmbine metodele de persuasiune de natură economică cu cele de natură psihologică, prin reglementarea atât a obligaţiilor cât şi a stimulentelor pentru cei vizaţi, ar putea avea succes în condiţiile României de azi.

Managementul energiei şi scopul său final, maximizarea eficienţei energetice, presupun aplicarea sistematică a unor tehnici şi a unor proceduri dezvoltate şi perfecţionate pe parcursul ultimilor douăzeci de ani. Într-o primă etapă, acţiunea

Bilanţuri termoenergetice 2

este condusă de către auditorul extern. În etapa ulterioară, responsabilul cu energia la nivelul perimetrului analizat preia iniţiativa şi dirijează acţiunile având ca obiectiv economisirea energiei.

Experienţa ţărilor industrializate arată că formarea auditorilor energetici şi a responsabililor cu energia se poate face în universităţi, în cadrul unor cursuri universitare şi/sau post-universitare, în cadrul restrâns asigurat de unele asociaţii profesionale sau chiar la locul de muncă. Pregătirea într-un astfel de domeniul cu caracter multidisciplinar presupune însuşirea unor cunoştiinţe temeinice şi diverse de natură tehnică şi economică, complectate cu noţiuni de sociologie şi psihologie a muncii. Se consideră însă că pregătirea tehnică este esenţială, constituind baza pe care se structurează o astfel de specializare.

În ţara noastră, profilul universitar energetic are o tradiţie de peste 50 de ani. Iniţial, acest profil a asigurat pregătirea specialiştilor în domeniul producerii, transportului şi distribuţiei energiei electrice. Ulterior, în cadrul profilului Energetic a apărut specializarea Energetică Industrială, al cărei scop a fost de la început acoperirea problematicii utilizării finale a energiei într-o activitate productivă de tip industrial. Eficienţa energetică a activităţilor de tip industrial constitue un subiect deosebit de vast, motiv pentru care problematica sa este împărţită între mai multe discipline aflate în prezent în planul de învăţământ al specializării Energetică Industrială.

Spre deosebire de Marea Britanie, unde la nivelul universităţilor nu este recunoscută nici măcar specializarea energetică, în România specializarea Energetică Industrială există de peste 25 de ani. Prin urmare, absolvenţii acestei specializări constitue un grup de cadre susceptibil să fie instruit în domeniul managementului energiei.

1.1. NOŢIUNEA DE EFICIENŢĂ ENERGETICĂ Creşterea eficienţei energetice într-un contur dat, în interiorul căruia se desfăşoară în mod organizat o activitate profitabilă, este o cerinţă care derivă din necesitatea mai generală ca activitatea respectivă să aducă un beneficiu maxim celui sau celor care au investit bani pentru demararea ei. Cheltuielile cu energia, cunoscute şi sub denumirea generică de factură energetică, constitue o parte a cheltuielilor totale implicate de buna desfăşurare a activităţii prestate în interiorul conturului analizat. Ele reprezintă totalitatea efortului financiar pentru achiziţionarea şi/sau producerea în interiorul perimetrului a tuturor formelor de energie necesare proceselor de consum final. Reducerea lor contribuie la reducerea cheltuielilor totale şi implicit la majorarea beneficiului obţinut. În cazul în care în interiorul conturului analizat se desfăşoară o activitate neprofitabilă, această cerinţă se rezumă la minimizarea cheltuielilor şi eventual la încadrarea lor în anumite limite prestabilite. În ultimă instanţă, mărimea absolută sau specifică a facturii energetice este considerată din aceste motive o măsură a eficienţei energetice realizate în perimetrul analizat.

În general se consideră că o activitate este cu atât mai eficientă sub aspect energetic cu cât pierderile de energie inventariate la nivelul conturului în interiorul căruia se

Managementul energiei, condiţie a unui sistem economic concurenţial 3

desfăşoară activitatea respectivă sunt mai mici. Conceptul de eficienţă energetică capătă un caracter concret şi un conţinut numai dacă este legat de un contur bine definit şi de o activitate care se desfăşoară în mod organizat în interiorul acestuia. În prezent, noţiunea este intens utilizată în toată lumea atât de către specialişti cât şi de către nespecialişi. Din păcate, sintagma respectivă nu are aceeaşi semnificaţie pentru toţi.

În perspectivă istorică, sintagma eficienţă energetică a apărut în vocabularul limbii engleze ca o necesitate impusă de realitatea creşterii dramatice a preţurilor purtătorilor de energie, fără a fi mai întâi definită şi fundamentată teoretic de către specialişti. Ea a fost preluată şi în limba română, fiind utilizată cu o frecvenţă mult mai mare după 1990. Înainte de 1990, în România era preferată din considerente de natură propagandistică o altă sintagmă şi anume aceea de independenţă energetică, care implica însă eficienţa energetică.

În momentul de faţă şi în limba română, noţiunea de eficienţă energetică are două semnificaţii. În sens restrâns, noţiunea de eficienţa energetică are înţelesul de performanţă energetică şi este folosită ca atare de multă vreme. Prin urmare, creşterea eficienţei energetice în sens restrâns are drept consecinţă economisirea energiei. În sens larg, noţiunea are aceeaşi semnificaţie ca şi în limba engleză, fiind legată de cerinţa reducerii mărimii facturii energetice sau a cheltuielilor specifice cu energia.

În mod natural, economisirea energiei are drept consecinţă reducerea facturii energetice, dar se pot întâlni situaţii în care factura poate fi redusă deşi consumurile energetice la nivelul conturului analizat rămân neschimbate şi viceversa. Cele două semnificaţii nu sunt deci total diferite, sensul larg al noţiunii de eficienţă energetică incluzând sau implicând în principiu sensul său restrâns. Sensul larg al noţiunii de eficienţă energetică este caracteristic capitalismului modern şi perfect compatibil cu economia de piaţă.

1.2. MANAGEMENTUL ENERGIEI LA CONSUMATOR (DSM)

Creşterea eficienţei energetice într-o întreprindere industrială presupune aplicarea cu convingere, consecvenţă şi profesionalism a tehnicilor şi procedurilor de management al energiei. În general, tehnicile şi procedurile de management urmăresc identificarea, alocarea şi valorificarea cu eficienţă maximă a resurselor materiale, umane şi financiare în cadrul unei organizaţii. Managementul energiei la consumator (DSM = demand side management) urmăreşte valorificarea cu eficienţă maximă a energiei intrate sub diverse forme în mod organizat şi contra cost într-un contur dat.

Aplicarea corectă a procedurilor de management al energiei implică cunoaşterea în profunzime a specificului activităţii desfăşurate în conturul dat, monitorizarea fiecăruia dintre fluxurile de purtători de energie intrate în şi respectiv ieşite din contur şi stabilirea legăturilor între acestea. În final ea conduce la stabilirea unor măsuri şi acţiuni având ca scop îmbunătăţirea eficienţei utilizării energiei în interiorul conturului respectiv.


Analiza eficienţei energetice într-un perimetru dat începe prin precizarea aspectelor calitative şi cantitative ale alimentării cu energie a activităţilor desfăşurate în perimetrul respectiv :

• stabilirea naturii purtătorilor de energie care intră în conturul de bilanţ;

• stabilirea ordinului de mărime al consumului pentru fiecare categorie de purtător de energie;

• stabilirea modalităţii de plată pentru fiecare dintre aceştia.

Mărimea facturii energetice şi modul în care ea este constituită reprezintă deci primul aspect al analizei.

Al doilea aspect avut în vedere de auditor este reacţia personalului la mărimea facturii energetice. Experienţa acumulată în ţările dezvoltate a arătat că, la nivelul conducerii executive a unei organizaţii, atitudinea în raport cu factura energetică se poate încadra într-una dintre următoarele situaţii :

• facturile energetice sunt plătite la timp fără nici un fel de analiză sau de control intern;

• facturile energetice lunare sunt comparate cu citirile (înregistrările) lunare ale aparatelor de măsură montate la intrarea în conturul de bilanţ;

• citirile (înregistrările) lunare sunt raportate la volumul activităţii din luna respectivă, calculându-se un consum specific global de energie;

• există un sistem de achiziţie (nu neapărat automat) a datelor, care realizează cel puţin săptămânal monitorizarea consumurilor energetice ale principalilor consumatori interni şi raportarea acestora la partea care le revine din volumul activităţii;

• este implementat şi funcţionează un sistem automatizat/informatizat de supraveghere şi evaluare continuă a eficienţei utilizării energiei, eventual şi a altor resurse materiale, sistem cunoscut în Marea Britanie sub denumirea de Monitoring and Targeting (M&T).

Atitudinea conducerii executive şi a restului personalului organizaţiei faţă de eficienţa cu care este utilizată energia este reflectată de gradul de conştientizare a importanţei problemei, calitatea şi eficacitatea sistemului de monitorizare, modul de valorificare a rezultatelor astfel obţinute şi reacţia aşteptată din partea fiecăruia dintre nivelurile de autoritate la mărimea şi evoluţia în timp a cheltuielilor cu energia. Auditorul trebuie să caracterizeze cu sinceritate situaţia existentă, înfrumuseţarea ei fiind contraproductivă.

Al treilea aspect important pe care auditorul trebuie să-l clarifice este legat de modul de funcţionare şi eficacitatea sistemului de urmărire şi transmitere a informaţiilor privind consumurile de energie în interiorul conturului dat. Analiza include concepţia, baza materială aferentă şi importanţa acordată sistemului la nivelul organizaţiei. În acest sens trebuie urmărite următoarele aspecte :


• modul şi frecvenţa de citire a aparatele de măsură, cu deosebire a celor care constitue baza de facturare;

• modul de transmitere a datelor citite sau înregistrărilor (pe formulare tip, prin semnale electrice, printr-o reţea informatică etc.);

• modul de prelucrare a informaţiilor (modelul, algoritmul, mărimile calculate etc.);

• conţinutul, frecvenţa întocmirii raportului (zilnic, săptămânal sau lunar) şi adresa (destinaţia) sa;

• efectele raportării şi modul în care se iau deciziile privind eficienţa energetică.

Trebuie subliniat că toate cele trei aspecte ale analizei sunt la fel de importante, între ele existând de altfel unele suprapuneri. Dacă reducerea facturii energetice reprezintă scopul final, la atingerea lui contribue în egală măsură angajamentul sincer al întregului personal şi un sistem eficient de monitorizare, prelucrare şi valorificare a datelor.

După precizarea caracteristicilor activităţii desfăşurate în interiorul conturului analizat se poate trece la întocmirea unui audit energetic preliminar. Acesta are de obicei la bază datele existente sub forma evidenţelor şi înregistrărilor contabile sau de altă natură ale organizaţiei. Baza auditului preliminar constă în compararea efectelor globale util şi consumat, pentru o perioadă anterioară de cel puţin cinci ani de activitate în condiţii normale. Se compară astfel mărimea, structura şi valoarea facturilor energetice cu mărimea, structura şi valoarea producţiei sau a serviciilor prestate în perioada respectivă. În cazul unui context economic normal, pe baza evoluţiei anterioare se pot stabili tendinţele evoluţiei viitoare a consumurilor de energie la nivelul conturului analizat. Indiferent de contextul economic se calculează unul sau mai mulţi indicatori sintetici de eficienţă energetică. Valorile astfel obţinute sunt comparate cu datele de proiect, cu realizările şi performanţele altor organizaţii având un profil similar de activitate, cu valorile recomandate de literatura de specialitate sau cu standardele în vigoare.

Auditul preliminar permite deci :

• stabilirea ordinului de mărime al consumului pentru fiecare dintre purtătorii de energie;

• estimarea tendinţei evoluţiei viitoare a consumurilor de energie;

• obţinerea unor indicatori sintetici globali pe baza cărora organizaţia primeşte un calificativ referitor la eficienţa cu care utilizează energia.

Evaluarea globală a eficienţei energetice a organizaţiei analizate nu permite însă stabilirea unor măsuri sau soluţii concrete prin care se poate corecta sau îmbunătăţi situaţia existentă. Cu ocazia întocmirii auditului energetic preliminar se pot detecta unele deficienţe legate de funcţionarea sistemului de măsură, transmitere şi prelucrare a informaţiilor (lipsa sau precizia insuficientă a unor aparate de măsură,


lipsa unor informaţii privind anumite consumuri de energie, etc) sau de modul în care sunt întocmite contractele cu furnizorii.

După corectarea şi complectarea sistemului de monitorizare, prelucrare şi valorificare a datelor se trece la întocmirea auditului energetic propriu-zis. Durata pentru care se întocmeşte auditul energetic propriu-zis este de regulă egală cu un an calendaristic sau financiar. În comparaţie cu auditul preliminar, acesta din urmă este mai detaliat, oferind posibilitatea punerii în evidenţă a potenţialului de economisire a energiei încă nevalorificat. În acest scop trebuie identificate subsistemele unde se consumă cea mai mare parte din energia intrată în conturul de bilanţ general. Acestea vor constitui zonele care trebuie monitorizate separat, denumite centre de consum energetic. Definirea limitelor conturului centrelor de consum energetic se face într-un mod convenabil, luându-se în considerare criteriile tehnologice, funcţionale, economice, administrative sau de altă natură. Pentru fiecare astfel de centru de consum se măsoară şi se consemnează separat atât consumurile pe tipuri de purtători de energie cât şi volumul activităţii. Dacă este nevoie, se întocmeşte câte un bilanţ energetic pentru fiecare subsistem astfel definit. În perspectiva preluării iniţiativei acţiunilor de îmbunătăţire a eficienţei energetice de către responsabilul cu energia, după definirea limitelor trebuie să urmeze atribuirea responsabilităţilor pentru realizarea şi menţinerea eficienţei utilizării energiei în conturul respectiv.

Calculul indicatorilor de performanţă energetică, realizaţi atât la nivel global cât şi la nivelul centrelor de consum energetic, permite evaluarea eficienţei energetice a fiecărui subsistem şi a sistemului în ansamblul său prin compararea valorii indicatorilor realizaţi cu câte o valoare de referinţă. Evaluarea vizează de această dată atât ansamblul cât şi părţile lui componente, deoarece gradul de detaliere al auditului energetic propriu-zis permite analiza fiecărui centru de consum în parte. O astfel de analiză se finalizează cu un program care cuprinde măsuri şi acţiuni menite să contribuie la creşterea eficienţei energetice. Măsurile luate în vederea economisirii energiei şi reducerii cheltuielor cu energia pot fi la rândul lor clasificate în trei categorii :

• organizatorice;

• tehnice;

• economice.

Măsurile organizatorice constau în planificarea şi eşalonarea activităţilor în vederea evitării mersului în gol şi altor tipuri de consumuri inutile, încărcării optime a utilajelor, aplatizării curbei de sarcină, etc. Măsurile tehnice constau în adaptarea, modificarea sau înlocuirea procedurilor şi utilajelor existente cu altele mai performante în vederea reducerii consumului specific de energie, modificarea concepţiei de alimentare cu energie a conturului dat şi a modului de distribuţie a energiei în interior, etc. Măsurile economice constau în alegerea celui mai convenabil tarif şi a celui mai convenabil contract de furnizare pentru fiecare formă de energie cumpărată din exterior, în dimensionarea optimă a stocurilor interne de combustibil, etc. Indiferent de categoria din care face parte, fiecare măsură propusă


trebuie să fie însoţită de cheltuielile pe care le presupune aplicarea ei şi de efectul sau efectele aplicării ei, estimate de către auditor.

În cazul în care se intenţionează instalarea unui sistem M&T, este necesară identificarea factorilor care influenţează semnificativ consumul de energie la nivelul conturului analizat. Aceşti factori pot fi volumul activităţii prestate (exprimat printr-o cantitate măsurată fie la intrarea fie la ieşirea din contur, prin timpul de lucru, etc), parametrii fizici sau funcţionali care exprimă calitatea activităţii, temperatura exterioară, etc. Numărul de variabile independente care influenţează semnificativ consumul absolut sau specific de energie este diferit în funcţie de structura consumului şi de natura activităţii desfăşurate în interiorul conturului de bilanţ. Natura influenţei fiecăruia dintre factori se determină experimental, pas cu pas şi se prelucrează prin metode statistice. Prelucrarea datelor obţinute din bilanţul periodic în scopul stabilirii factorilor de influenţă necesită o bună cunoaştere a activităţii organizaţiei. În aceste condiţii, eventualele corecţii la rezultatele obţinute prin prelucrarea datelor experimentale pot fi bazate şi pe bunul simţ tehnic sau pe cunoştinţe teoretice.

În cazul particular al clădirilor în care intensitatea energetică a activităţii este mai redusă (birouri, şcoli, spitale, magazine, locuinţe) şi care nu sunt dotate cu sisteme de monitorizare şi evaluare continuă a consumurilor tip M&T, acţiunea de evaluare pe baza auditului energetic prezintă câteva aspecte specifice :

• durata perioadei între două audituri energetice succesive poate fi de doi sau chiar trei ani;

• principalul factor de influenţă al consumului total de energie este temperatura exterioară, urmat de natura şi durata activităţii interioare;

• întocmirea auditului energetic este obligatoriu încredinţată unei companii specializate.

Auditul energetic se materializează sub forma unui raport final. Acesta include atât informaţiile primare cât şi rezultatele prelucrării lor (datele măsurate, indicatorii de performanţă realizaţi, evaluarea eficienţei energetice, planul de măsuri şi acţiuni pentru îmbunătăţirea eficienţei energetice, propunei privind eşalonarea măsurilor cuprinse în plan, bazate pe informaţii şi indicatori economici, etc).

În cazul sistemelor tip M&T, auditul energetic este un instrument aplicat periodic, frecvenţa şi conţinutul raportului periodic fiind specifice fiecărui caz în parte. În majoritatea cazurilor, raportul periodic este conceput în mai multe variante, fiecare fiind adresată unui alt nivel de autoritate (operator, şef de departament, inginer şef, director, consiliu de administraţie, etc). Raportul periodic prezintă numai situaţia în perioada analizată şi nu include nici plan de măsuri nici soluţii de îmbunătăţire a eficienţei energetice. El cuprinde de obicei un rezumat al situaţiei curente, urmat de o serie de detalii tehnologice (parametrii semnificativi, valori ale unor mărimi care depăşesc nivelul admisibil, alte informaţii, etc). Sunt incluse valorile absolute sau raportate ale mărimilor urmărite sub formă de tabele, grafice, diagrame sau orice altă formă care facilitează analiza şi interpretarea rezultatelor. Raportul periodic este un mijloc important de menţinere în atenţia personalului şi conducerii


organizaţiei a preocupării pentru creşterea eficienţei energetice şi a cerinţelor care decurg din ea. El fundamentează fiecare decizie având ca scop creşterea eficienţei energetice în interiorul conturului analizat.

Succesul sau eşecul unui asemenea demers depind în primul rând de angajamentul real al conducerii executive, dar şi de modul în care angajaţii şi chiar sindicatele resimt necesitatea şi caracterul său permanent. Existenţa unui plan de măsuri de conservare a energiei, indiferent cât este el de bine conceput, nu constituie sfârşitul ci doar începutul acţiunii. Angajaţii nu vor înţelege dintr-o dată care este rolul lor în acest demers. Toţi vor trebui să fie determinaţi şi motivaţi pentru îndeplinirea planului, ajungând să conştientizeze faptul că economisirea energiei contribuie la profitabilitatea activităţii organizaţiei, deci la siguranţa locului de muncă, la creşterea salariilor dar şi la prezervarea mediului înconjurător.

Experienţa a arătat că succesul nu este asigurat numai prin eforturi de ordin material (raţionalizări, reabilitări, modernizări, noi investiţii, etc), ci şi prin menţinerea unei anumite stări de spirit în rândul personalului organizaţiei. Calificarea, motivarea şi stimularea personalului se pot face treptat, de sus în jos, costă mult mai puţin şi produc efecte semnificative. Conştientizarea importanţei îmbunătăţirii eficienţei energetice se obţine prin educarea personalului pe întreaga scară ierarhică, începând cu conducerea executivă şi terminând cu personalul care asigură operarea şi întreţinerea instalaţiilor.

1.3. AUDITUL ENERGETIC

Analiza critică a eficienţei utilizării energiei într-un perimetru dat, cunoscută şi sub denumirea de audit energetic, este una dintre componentele de bază ale oricărui program de acţiune având ca obiectiv îmbunătăţirea eficienţei energetice. Auditul energetic reflectă nivelul eficienţei energetice atins în interiorul perimetrului analizat într-o anumită perioadă de timp. În acelaşi timp, auditul energetic furnizează informaţiile necesare pentru stabilirea celor mai potrivite şi mai convenabile soluţii în vederea creşterii eficienţei energetice a activităţilor desfăşurate în organizaţia analizată.

Termenul audit din limba engleză echivalează în limba română cu revizie contabilă şi nu cu bilanţ contabil. În acelaşi mod, termenul auditor are înţelesul de revizor contabil şi nu de contabil. Revizia contabilă presupune verificarea înregistrărilor, a calculelor efectuate şi analiza critică a termenilor bilanţului, finalizată cu o evaluare. Similar, termenul energy audit din limba engleză echivalează în limba română cu expresia “analiză critică a eficienţei utilizării energiei” sau cu sintagma audit energetic.

Trebuie precizat faptul că auditul energetic nu este echivalent cu un simplu bilanţ sau cu o sumă de bilanţuri energetice. În cadrul auditului, bilanţul energetic constitue un instrument care permite verificarea indicaţiei unui aparat de măsură sau estimarea cantitativă a unui flux de energie care fie nu se măsoară fie nu se poate măsura. Bilanţul energetic al unui transformator de energie sau al unui


consumator final permite stabilirea indicatorilor de performanţă şi eventual a cauzelor reducerii acestora în comparaţie cu valorile de proiect.

Întocmirea unui audit energetic implică stabilirea clară a limitelor perimetrului analizat şi a perioadei de timp pe durata căreia se face analiza. Perimetrul poate cuprinde o întreagă organizaţie (regie, companie, societate, grup, trust, întreprindere etc), o sucursală a unei organizaţii cu contabilitate proprie sau o clădire. El poate cuprinde elemente care nu sunt neapărat situate pe acelaşi amplasament, dar între care există legături şi/sau schimburi materiale (cabluri de forţă, conducte, instalaţii sau sisteme de transport, etc.).

Auditul energetic se întocmeşte pentru perioade lungi de timp, egale sau chiar mai mari decât un an calendaristic sau financiar. Perioada aleasă trebuie să cuprindă cel puţin un ciclu complect de activitate (ciclu de fabricaţie, ciclu climatic, etc). Eficienţa energetică nu se determină pentru o oră, o zi, o săptămână, o lună sau chiar un semestru. Rezultatele obţinute pe perioade scurte nu sunt în general relevante pentru o activitate de tip industrial.

Cu ocazia întocmirii auditului energetic sunt identificate subsistemele unde se manifestă ineficienţă şi poate fi evaluată mărimea pierderilor cauzate de aceasta. Este evident faptul că atât eforturile de identificare a punctelor de ineficienţă cât şi baza de stabilire a unei strategii pe termen mediu materializată printr-un plan de măsuri de conservare a energiei vor avea o eficacitate cu atât mai mare cu cât amploarea analizei şi implicit gradul de detaliere sunt mai mari.

Întocmirea auditului energetic implică un inventar al surselor de alimentare cu purtători de energie exterioare conturului, care trebuie să acopere următoarele aspecte :

• tipul şi caracteristicile purtătorului de energie furnizat de sursa externă;

• caracteristicile cererii de energie acoperite de către sursa externă;

• tariful actual stabilit prin contractul de livrare şi tarifele alternativele disponibile;

• alte aspecte legate de statutul, amplasarea şi capacitatea sursei externe, de condiţiile şi de restricţiile de livrare, stabilite sau nu prin contract.

În interiorul conturului analizat se întocmeşte un inventar al consumatorilor finali de energie, organizaţi sau nu pe centre de consum energetic, precum şi un inventar al transformatorilor interni de energie. Inventarul consumatorilor finali trebuie să pună în evidenţă următoarele aspecte :

• natura activităţii sau procesului tehnologic care primeşte fluxul de energie;

• tipul, parametrii şi sursa din care provine fiecare flux purtător de energie;

• caracteristicile cererii de energie, pentru fiecare tip de purtător de energie;

• legăturile tehnologice cu alţi consumatori finali şi consecinţele acestor legături asupra caracteristicilor cererii de energie;


• natura şi potenţialul resurselor energetice secundare disponibilizate din motive tehnologice;

• starea tehnică a instalaţiilor la momentul întocmirii auditului.

Transformatorii interni de energie (centrale termice, centrale electrice de termoficare, staţii de aer comprimat, staţii de pompare etc.) alimentează de obicei mai mulţi astfel de consumatori finali. Pentru fiecare transformator intern de energie se recomandă a fi specificate următoarele aspecte :

• natura, sursa şi caracteristicile fluxurilor de energie care intră;

• tipul transformării suferite, randamentul realizat, alte caracteristici tehnice;

• natura şi parametrii fluxului de energie care iese;

• capacitatea instalată a transformatorului energetic;

• consumatorii sau centrele de consum alimentate;

• modalitatea de alimentare a consumatorilor şi consecinţele ei (direct, prin intermediul unei reţele de distribuţie etc.);

• natura, potenţialul energetic şi impactul asupra mediului pentru fiecare dintre fluxurile de energie evacuate în atmosferă;

• starea tehnică a instalaţiilor şi a sistemului de distribuţie la momentul întocmirii auditului.

Auditul energetic nu trebuie confundat cu bilanţul energetic. Auditul energetic este o analiză a modului de valorificare a energiei consumate într-un perimetru dat, în timp ce bilanţul energetic este doar unul dintre instrumentele acestei analize. Evaluarea eficienţei energetice a activităţii desfăşurate într-un contur dat nu necesită în mod normal cunoaşterea tuturor termenilor bilanţului energetic care intră în perimetrul analizat, ci doar a celor care intră în mod organizat şi contra cost. În ultimă instanţă, fluxurile de energie care ies, inclusiv conţinutul de energie al produsului principal, prezintă interes pentru auditor doar în măsura în care ele mai pot fi valorificate prin reciclare, recuperare, reutilizare, etc.

Întocmirea auditului energetic nu presupuneîn mod obligatoriu întocmirea în prealabil a unuia sau mai multor bilanţuri energetice. Auditul energetic propriu-zis include anumite părţi din bilanţul energetic întocmit pe un an sau, atunci când este cazul, pe o perioadă mai lungă. Termenii bilanţurilor energetice pe perioade scurte (o oră, un schimb, o şarjă, etc) nu se regăsesc ca atare în valorile care stau la baza întocmirii auditului. În ciuda caracterului lor detaliat, aceste bilanţuri nu sunt relevante pentru auditor decât în cazurile în care rezultatele obţinute pentru un an sau o perioadă mai lungă de timp indică existenţa unor puncte de ineficienţă energetică în interiorul conturului analizat. Ele stau la baza analizei care succede auditul propriu-zis şi care are ca obiectiv stabilirea măsurilor şi acţiunilor destinate să îmbunătăţească situaţia sub aspectul eficienţei energetice.

Bilanţul energetic întocmit pentru un an sau, atunci când este cazul, pentru o perioadă mai lungă de timp, este singurul tip de bilanţ ai cărui termeni se regăsesc


în auditul energetic propriu-zis. Un astfel de bilanţ nu se poate baza pe măsurători efectuate de auditor, ci pe datele măsurate, consemnate şi înregistrate de către personalul întreprinderii analizate. Este evident că nici o întreprindere nu-şi poate permite să întocmească un bilanţ energetic perpetuu, înregistrând timp de un an mărimile tuturor fluxurilor de energie care se regăsesc într-un bilanţ energetic orar. Un astfel de efort nu este nici justificat şi nici recomandabil.

În acelaşi timp trebuie subliniat faptul că practica actuală a celor mai multe întreprinderi industriale din România în domeniul monitorizării consumurilor de energie lasă încă mult de dorit. În cele mai multe cazuri este monitorizat şi înregistrat consumul global de combustibil şi cel de energie electrică, care sunt mai uşor de măsurat, dar lipsesc aproape orice date legate de consumurile de căldură, frig, aer comprimat, etc. Stabilirea unor centre de consum energetic şi monitorizarea tuturor consumurilor de energie pentru fiecare astfel de centru constitue încă un deziderat pentru viitor.

Această situaţie nu este de natură să contribuie la eficientizarea activităţii sub aspect energetic iar comandarea şi întocmirea unui audit energetic nu poate înlocui aceste măsuri, care vor fi oricum incluse în planul de măsuri şi acţiuni propus de auditor. Este unul dintre aspectele care trebuie bine înţelese de către cei care au responsabilităţi la diverse niveluri în acest domeniu.

Economisirea energiei consumate presupune mai întâi măsurarea ei. Instalarea unor aparate de măsură sigure şi precise (în limitele tehnologiilor actuale) presupune o cheltuială de capital care va produce efecte ulterior, nu de la sine ci ca urmare a angajării întregului personal într-o acţiune al cărui scop îl înţelege şi îl aprobă fiecare sau cât mai mulţi dintre angajaţi. De regulă, întocmirea auditului se bazează pe indicaţiile aparatelor de măsură care constitue baza de facturare sau chiar pe facturile energetice. Dacă acurateţea indicaţiilor unuia sau mai multor aparate de măsură care constitue baza de facturare este pusă la îndoială, fie de către furnizor, fie de către consumator, întocmirea unui audit este prematură. Situaţii de acest fel nu sunt întâlnite în ţările avansate din UE. Reglementarea statutului acestor aparate de măsură este o problemă a cărei rezolvare este prevăzută în orice contract serios de furnizare a energiei.

Modul de întocmire, gradul de detaliere şi modul de exprimare a mărimilor prezentate şi calculate depind de scopul auditului şi trebuie să fie pe înţelesul celui căruia îi este destinat. Auditul energetic, întocmit pe baza datelor conţinute în facturile de plată a energiei, poate conţine mărimi exprimate fizic (în unităţi de energie) sau valoric (în unităţi monetare). Trebuie precizat faptul că în bilanţurile energetice, mărimile care intră şi care ies se exprimă numai în unităţi fizice de energie. În cadrul auditului energetic se recomandă recurgerea la exprimarea valorică a acestora, care prezintă avantajul că asigură echivalarea tuturor formelor de energie consumate.

Aprecierea eficienţei energetice se face cu ajutorul unuia sau mai multor indicatori de performanţă energetică, care sunt apoi comparaţi cu câte o valoare de referinţă. În scopul creşterii eficienţei energetice în perimetrul analizat, auditorul poate propune :


• reconsiderarea sau reprogramarea unor activităţi,

• modificarea, reabilitarea sau înlocuirea unor instalaţii transformatoare de energie sau a unora dintre consumatorii finali,

• schimbarea concepţiei de alimentare cu energie şi a distribuţiei acesteia către consumatorii din conturul analizat.

Soluţiile identificate în acest fel nu pot fi implementate toate odată din cauza restricţiilor şi limitărilor de natură tehnică şi financiară. Planul de măsuri şi acţiuni elaborat de auditor trebuie să ia în considerare eventualele interdependenţe existente între măsurile propuse, situaţia financiară reală a organizaţiei analizate şi contextul economic general. Măsurile propuse de către auditor vor fi ierarhizate după unul sau mai multe criterii de natură economică, stabilite de comun acord cu beneficiarul auditului. Pentru fiecare măsură sau acţiune propusă, auditorul trebuie să specifice atât costurile de investiţie şi de operare aferente cât şi rezultatele scontate, respectiv economiile de energie sau de cheltuieli estimate.

Din această listă de propuneri, conducerea organizaţiei alege cele mai convenabile măsuri şi stabileşte pentru fiecare termenul de implementare şi sursa de finanţare. Aplicarea în practică a măsurilor propuse se face de cele mai multe ori treptat, pe parcursul mai multor ani, începând cu măsurile care implică investiţiile cele mai mici. Economiile astfel realizate constitue apoi sursa de finanţare pentru un al doilea set de investiţii. În acest fel organizaţia îşi poate îmbunătăţi eficienţa energetică fără a recurge la credite.

Întocmirea unui singur audit energetic nu rezolvă problema eficienţei energetice pentru totdeauna. Managementul energiei trebuie să fie o preocupare continuă, ceea ce conduce la necesitatea repetării auditul energetic cu o anumită ciclicitate.

2. BILANŢUL ENERGETIC, INSTRUMENT AL ANALIZEI ENERGETICE A UNUI CONTUR ÎN INTERIORUL CĂRUIA SE DESFĂŞOARĂ O ACTIVITATE CU SPECIFIC INDUSTRIAL.

2.1. CLASIFICAREA BILANŢURILOR ENERGETICE

Bilanţurile energetice pot fi clasificate pornind de la mai multe criterii. Unul dintre ele este natura activităţii desfăşurate în conturul analizat. Sub aspectul destinaţiei consumului de energie, procesele tehnologice pot fi clasificate în două mari categorii :

a. procese de transformare a energiei;

b. procese de consum final de energie.

Procesul de transformare energetică are drept scop fie trecerea de la o formă de energie la o altă formă de energie, fie modificarea parametrilor caracteristici ai aceleiaşi forme de energie. Procesul de consum final de energie este procesul în care energia este folosită în scopul realizării unuia sau mai multor produse sau al prestări unuia sau mai multor servicii neenergetice. Eventualele fluxuri de energie ieşite dintr-un proces de consum final de energie nu mai suferă vreo transformare energetică, cu excepţia recuperării resurselor energetice secundare.

După gradul de cuprindere al conturului, bilanţurile energetice pot fi întocmite :

a. pentru un echipament;

b. pentru o instalaţie;

c. pentru o secţie;

d. pentru o uzină;

e. pentru o întreagă organizaţie (un agent economic).

Natura şi gradul de interconexiune şi complexitate al fenomenelor fizice şi chimice pe care le presupune prelucrarea materiilor prime în cadrul proceselor sau procedeelor tehnologice analizate poate conduce în anumite condiţii la clasificarea bilanţurilor energetice în :

a. bilanţuri simple (termoenergetic sau electroenergetic);

b. bilanţuri complexe (termoenergetic si electroenergetic).

Trebuie subliniat faptul că, din punct de vedere ştiinţific şi tehnic, o astfel de clasificare nu este riguroasă, separarea în bilanţuri electroenergetice şi termoenergetice constituind rezultatul unor simplificări.

Bilanţul simplu este bilanţul întocmit pentru un contur în care fie fenomenele de natură electrică fie cele de natură termodinamică şi/sau termochimică sunt considerate preponderente, iar celelalte sunt neglijate. Este evident că şi formele de energie intrate şi eventual ieşite sunt corelate cu natura fenomenelor care au loc în interiorul conturului dat.


Bilanţul complex ia în considerare toate formele de energie intrate şi ieşite din contur, natura şi complexitatea fenomenelor care au loc în interiorul conturului dat impunând în cele mai multe cazuri acest lucru.

Marea majoritate a proceselor industriale de consum final au un caracter complex, care nu permite o abordare simplificată şi impune contabilizarea tuturor formelor de energie care intră în şi care ies din conturul de bilanţ.

După perioada de timp pentru care se inventariază fluxurile de energie intrate şi ieşite, bilanţurile pot fi întocmite :

a. pentru o oră sau o perioadă mai scurtă decât o oră;

b. pentru un schimb;

c. pentru o zi (24 ore);

d. pentru un sezon;

e. pentru un an sau o perioadă mai lungă decât un an.

După sursa de provenienţă a datelor de intrare, bilanţurile energetice se clasifică în:

a. bilanţuri propuse de către proiectant, constructor sau furnizor (de proiect);

b. bilanţuri întocmite pe bază de măsurători în instalaţie (de omologare, de recepţie, real).

Bilanţul energetic de proiect se elaborează pe baza rezultatelor calculelor extrase din proiect, a datelor furnizate de prospecte, oferte, cataloage, literatura de specialitate, pe baza experienţei obţinute în exploatarea unor echipamente asemănătoare, a altor surse de informaţii, etc. Bilanţul de proiect constitue situaţia de referinţă pentru bilanţul energetic de recepţie.

Omologarea unui echipament sau a unei instalaţii presupune măsurători prin care se obţin fie valorile unor indicatori de performanţă în regimul nominal, fie comportarea sistemului la regimuri nenominale stabilizate sau tranzitorii. În cazul în care la probele de omologare nu se realizează parametrii sau performanţele de proiect, valorile realizate la omologare devin valori de referinţă pentru bilanţul energetic de recepţie.

Bilanţul energetic de recepţie se elaborează cu ocazia punerii în funcţiune a unui echipament sau a unei instalaţii, în condiţiile concrete de exploatare. În acest scop se efectuează o serie de probe de funcţionare şi măsurători la cel puţin trei trepte de sarcină, dintre care una este obligatoriu sarcina nominală. Valorile astfel obţinute se înscriu în cartea tehnică a echipamentului sau a instalaţiei. Bilanţul energetic de recepţie constituie bilanţul de referinţă pentru activitatea de exploatare.

Bilanţul energetic real reflectă situaţia în care se găseşte la un moment dat un echipament sau o instalaţie, punând în evidenţă abaterile indicatorilor de performanţă realizaţi de la valorile lor de referinţă, stabilite în cadrul bilanţul de proiect, de omologare sau de recepţie. Analiza trebuie să inventarieze şi potenţialul energetic al resurselor energetice refolosibile. Bilanţul real se elaborează numai pe

Bilanţul energetic 15

bază de măsurători efectuate asupra subiectului analizei şi constituie baza pentru analiza energetică.

2.2 PRINCIPII GENERALE DE ÎNTOCMIRE A BILANŢURILOR ENERGETICE

Bilanţul energetic reprezintă metoda sistematică care permite analiza utilizării energiei într-o activitate oarecare. Întocmirea unui bilanţ energetic la nivelul unui contur dat permite obţinerea unei reprezentări accesibile a modului în care fluxurile de purtători de energie intrate se distribuie, se transformă, sunt consumate şi ies din conturul analizat.

Conturul de bilanţ este suprafaţa imaginară închisă în jurul unui echipament, instalaţie, clădire, secţie, uzină, agent economic, etc în funcţie de care se definesc fluxurile de energie care intră şi cele care ies. Conturul de bilanţ poate cuprinde o întreagă întreprindere, o secţie de producţie, un lanţ tehnologic, o clădire, un agregat tehnologic, un aparat, etc. Conturul considerat poate cuprinde elemente care nu sunt neapărat situate pe acelaşi amplasament, dar între care există legături materiale (cabluri de forţă, conducte, instalaţii sau sisteme de transport, etc).

Bilanţul energetic are la bază legea conservării energiei, scopul său fiind identificarea şi evaluarea tuturor cantităţilor sau fluxurilor de energie care intră şi care ies din perimetrul analizat într-o anumită perioadă de timp. Întocmirea corectă a oricărui bilanţ energetic presupune în primul rând stabilirea precisă a limitelor conturului în interiorul căruia se desfăşoară activitatea analizată şi a perioadei de timp considerate. Studiind cu atenţie fenomenele fizice şi chimice implicate în activitatea desfăşurată în interiorul conturului dat se definesc categoriile de fluxuri energetice care sunt urmărite la întocmirea bilanţului. Din această categorie pot face parte căldura fizică (sensibilă), căldura latentă, puterea calorifică, efectul termic al reacţiilor chimice, lucrul mecanic, energia potenţială, energia electrică, etc.

Întocmirea bilanţului energetic necesită de cele mai multe ori întocmirea în prealabil a unui bilanţ material, ai cărui termeni pot servi drept bază de calcul pentru anumite fluxuri de energie intrate sau ieşite din conturul de bilanţ.

Reprezentarea grafică a rezultatelor obţinute prin întocmirea bilanţului se face de obicei cu ajutorul diagramelor Sankey. Este o metodă simplă şi sugestivă, accesibilă atât specialiştilor cât şi nespecialiştilor.

Trebuie avut în vedere faptul că unele categorii de fluxuri energetice care intră în conturul de bilanţ dat nu sunt incluse ca atare sau nu sunt incluse deloc în factura energetică, dar trebuie luate în considerare la întocmirea bilanţului energetic. În alte cazuri, substanţe combustibile sunt utilizate în alte scopuri, puterea lor calorifică nefiind luată în considerare ca termen al bilanţului energetic. Ele apar în evidenţa contabilă a organizaţiei la alte capitole, iar valoarea lor se regăseşte în costurile totale de producţie.


2.3. TERMENII BILANŢULUI ENERGETIC

Consumurile finale de energie la nivelul unui perimetru dat, în interiorul căruia se desfăşoară în mod organizat o activitate de tip industrial, pot îmbrăca mai multe forme :

• energie electrică;

• energie mecanică;

• căldură;

• frig;

• combustibil;

• aer comprimat.

Un flux de energie care intră în mod organizat în conturul unei întreprinderi industriale, poate fi alocat în principiu fie unui proces de transformare, fie unui proces de consum final. Fluxurile de energie direct utilizabilă, disponibile în perimetru întreprinderii pentru procesele de consum final, atât cele provenite din exteriorul cât şi cele generate în interiorul acestuia, pot fi încadrate într-una dintre următoarele două categorii:

a) consumuri directe (tehnologice), aferente în mod nemijlocit etapelor realizării unui produs sau prestării unui serviciu;

b) consumuri indirecte, aferente activităţilor conexe desfăşurate în perimetrul respectiv.

Consumurile indirecte contribuie la asigurarea şi susţinerea logistică a activităţii de producţie propriu-zise. Activităţile indirecte (conexe) includ planificarea, monitorizarea, contabilizarea, aprovizionarea, asigurarea condiţiilor de muncă, transportul intern, distribuţia, paza, etc.

Deosebirea între consumurile directe şi cele indirecte nu este doar una formală. În afara faptului că ele nu sunt în mod necesar simultane, cele două categorii de consumuri de energie au de obicei şi caracteristici diferite. De aceea este recomandabil ca la întocmirea inventarului să se precizeze din ce categorie face parte o anumită cerere sau un anumit consum de energie.

În raport cu conturul de bilanţ stabilit se definesc categoriile de intrări şi ieşiri din acest contur. În general, fluxurile materiale continue sau discontinue intrate într-un contur dat pot fi clasificate în trei categorii :

a) resurse primare, care pot fi materiale şi/sau energetice;

b) semifabricate (produse sau obiecte parţial procesate);

c) energie direct utilizabilă.

Ieşirile din conturul respectiv pot fi la rândul lor clasificate în patru categorii şi anume :

a) produsul principal;


b) produsul sau produsele secundare;

c) resursele secundare materiale şi/sau energetice;

d) pierderi directe de energie.

După ce au fost identificate, fluxurile de energie care intră şi care ies trebuie apoi să fie cuantificate. Oricare dintre termenii bilanţului energetic, fie că este o mărime de intrare sau o mărime de ieşire, poate fi determinat ca valoare (cuantificat) în mai multe moduri şi anume :

• direct prin măsurare;

• prin măsurarea în prealabil a uneia sau mai multor mărimi, urmată de calculul termenului de bilanţ pe baza acestor mărimi;

• în baza unor anumite informaţii provenind din proiectul tehnic sau din alte surse.

Cele mai multe situaţii impun cunoaşterea bilanţului de masă înaintea întocmirii bilanţului energetic. Bazat pe analize chimice, pe măsuratori, pe calcule sau numai pe estimări, bilanţul de masă precede întocmirea bilanţului energetic deoarece determinarea tuturor termenilor bilanţului energetic prin măsurare directă fie nu este tehnic posibilă, fie nu este raţională. Astfel, căldurile sensibile absolute şi cantităţile de căldură sensibilă asociate unor cantităţi sau unor debite de substanţă se calculează înmulţind cantitatea sau debitul de substanţă cu căldura specifică şi cu temperatura în cazul căldurii absolute sau numai cu o diferenţă de temperatură în cazul cantităţii de căldură.

Efectul termic al reacţiilor chimice care au loc în interiorul conturului de bilanţ nu poate fi măsurat direct. El poate fi însă estimat cu suficientă precizie prin calcul, cu condiţia cunoaşterii transformărilor chimice care au loc în interiorul conturului de bilanţ atât sub aspect cantitativ cât si sub aspect calitativ. Prin urmare trebuie bine cunoscută cantitatea şi compoziţia chimică a fluxurilor de masă care intră şi care ies din conturul de bilanţ.

Efectul termic al reacţiilor chimice se determină prin calcul conform teoriilor chimiei fizice şi constantelor disponibile în literatura de specialitate pentru fiecare reacţie. Căldura dezvoltată de reacţiile chimice exoterme este considerată intrare în conturul de bilanţ, în timp ce căldura absorbită de reacţiile chimice endoterme este considerată ieşire din conturul de bilanţ.

Căldura dezvoltată prin arderea combustibililor, deşi este tot efectul unor reacţii chimice exotermice de oxidare, se stabileşte prin determinări experimentale sau de laborator făcute concomitent cu desfăşurarea măsurătorilor de bilant. Stabilirea puterii calorifice a unui combustibil trebuie în general complectată cu analiza elementară sau cu compoziţia chimică a combustibilului respectiv. Pentru determinările compoziţiei şi puterii calorifice trebuie respectate recomandările referitoare la asigurarea reprezentativităţii probei de combustibil. În cazul combustibililor gazoşi este permisă stabilirea puterii calorifice pornind de la compoziţia amestecului de gaze determinată experimental şi de la puterile calorifice ale componentelor combustibile.


Conţinutul de căldură al unui flux de masă se calculează ca produs între debitul sau cantitatea de masă şi entalpia specifică, care se găseşte în tabele sau se calculează cu ajutorul relaţiilor analitice specifice disponibile în manualele de specialitate. În lipsa acestor date este necesară determinarea căldurii specifice şi/sau latente în laborator, probele fiind prelevate în timpul măsurătorilor de bilanţ. Determinarea experimentală a căldurii specifice sau latente poate fi înlocuită în anumite situaţii cu rezultatele obţinute cu ajutorul unor relaţii analitice aproximative utilizate în chimie, care pornesc de la structura moleculei şi de la legăturile între atomi şi/sau radicali.

Pierderile de căldură prin radiaţie şi convecţie în mediul exterior se recomandă să fie stabilite prin calcule. Acolo unde ele sunt puţin semnificative se acceptă stabilirea lor prin condiţia de închidere a bilanţului.

Condiţia conservării energiei în cazul întocmirii bilanţului energetic al activităţii desfăşurate în perimetrul analizat este exprimată matematic prin relaţia :

ACUPDERESPPEDUREP WWWWWW +++=+ (2.1)

unde WREP reprezintă conţinutul de energie al fluxului sau fluxurilor de energie primară, WEDU reprezintă conţinutul de energie al fluxului sau fluxurilor de energie direct utilizabilă, WPP reprezintă conţinutul de energie al produsului principal, WRES reprezintă conţinutul de energie al fluxului sau fluxurilor de resurse energetice secundare, WPDE reprezintă fluxul de energie pierdută direct în mediul ambiant iar WACU reprezintă cantitatea de energie disipată prin efect de acumulare. Ultimul termen apare doar în cazul proceselor discontinue, mărimea sa putând fi în anumite cazuri semnificativă iar în altele neglijabilă. Termenii bilanţului energetic pot fi exprimaţi, după caz, în W şi multiplii, în cazul unor activităţi de tip continuu, sau în J şi multiplii, în cazul unor activităţi de tip discontinuu.

Resursele materiale pot fi în acelaşi timp şi resurse energetice, având valoare energetică sau un anumit conţinut de energie, pot fi de diverse feluri şi se pot prezenta sub diverse forme. În general, prin resurse energetice primare sau energie primară se înţeleg substanţe combustibile convenţionale (cărbuni, petrol şi derivatele sale, gaz natural, alţi combustibili sintetici, etc), în timp ce prin energie direct utilizabilă se înţelege o formă de energie rezultată de obicei prin conversia energiei primare, care poate fi consumată ca atare :

• energia electrică;

• energia mecanică;

• căldură;

• frig;

• aer comprimat.

Din conturul de bilanţ considerat iese în primul rând produsul principal, care este scopul activităţii analizate. În unele cazuri, pe lângă acesta mai ies şi unul sau mai multe produse secundare, deşeuri, reziduuri sau resurse secundare (materiale şi/sau energetice). Trebuie precizat că produsul principal poate avea şi el un anumit


conţinut de energie, care îi poate conferi şi calitatea de resursă energetică secundară.

În categoria pierderilor directe de energie ale unui contur dat intră în primul rând următoarele :

• căldura transmisă mediului înconjurător prin pereţii a căror temperatură este mai mare decât temperatura ambientului,

• energie mecanică transformată în căldură prin frecare în lagăre;

• căldura generată în anumite situaţii prin efectul termic al curentului electric.

Analiza eficienţei energetice a unei activităţi desfăşurate într-un anumit contur porneşte în primul rând de la cantitatea şi calitatea resurselor energetice secundare disponibilizate. Resursele energetice secundare (res) reprezintă cantităţi sau fluxuri de energie de orice fel, evacuate dintr-un contur în care se desfăşoară o activitate productivă şi care nu pot fi reciclate (valorificate tot în activitatea respectivă) decât prin modificări aduse instalaţiilor aflate în conturul respectiv.

Resursele energetice secundare pot fi clasificate în funcţie de natura conţinutului lor de energie în patru categorii distincte :

• combustibile;

• termice;

• de suprapresiune;

• cinetice.

Res combustibile pot fi întâlnite în stare gazoasă (gaz de cocs, gaz de furnal, gaze eliminate ca purjă dintr-o instalaţie de sinteza, etc), lichidă (leşie) sau solidă (deşeuri lemnoase, paie, cocs mărunt, etc). Indiferent de starea de agregare, ele se caracterizează prin compoziţia şi puterea lor calorifică.

Res termice pot fi agenţi termici fluizi (aer cald, gaze de ardere, gaze de proces, abur uzat, condensat, etc) sau substanţe solide (laminate, piese şi materiale tratate termic, cocs fierbinte, zgură, etc). Ele se caracterizează prin nivelul de temperatură cu care ies din conturul de bilanţ, dar şi prin capacitatea de a transfera această căldură sensibilă sau latentă unui alt mediu.

Res de suprapresiune sunt în general gaze având o presiune mai mare decât presiunea atmosferică, deci un conţinut de energie potenţială.

Res cinetice sunt cunoscute şi sub denumirea de volanţi sau mase inerţiale frânate.

Resursele energetice secundare care ies dintr-un contur de bilanţ oarecare pot cumula mai multe astfel de caracteristici. De exemplu, un flux de gaze evacuat dintr-o instalaţie poate avea în compoziţia sa elemente combustibile (metan, hidrogen, oxid de carbon, etc), dar în acelaşi timp poate avea o temperatura şi eventual o presiune mai mari decât acelea ale mediului ambiant.


2.4 INDICAŢII METODOLOGICE PRIVIND ÎNTOCMIREA BILANŢURILOR ENERGETICE

Elaborarea unui bilanţ energetic comportă o anumită structură, al cărui model este următorul:

1. Definirea conturului.

2. Prezentarea sumară a activităţii din interior (procesului tehnologic).

3. Schema fluxului tehnologic.

4. Precizarea caracteristicilor tehnice ale agregatelor şi instalaţiilor conţinute în contur.

5. Prezentarea punctelor şi aparatelor de măsură (tip, schemă, clasă de precizie, etc).

6. Fişa tip sau buletinul de măsurători.

7. Ecuaţia de bilanţ.

8. Calculul termenilor bilanţului (expresii analitice, formule de calcul).

9. Bilanţul energetic prezentat sub formă de tabel şi de diagramă Sankey.

10. Analiza bilanţului.

Atât în cazul transformatorilor de energie cât şi în cazul consumatorilor finali, eficienţa energetică trebuie stabilită pentru întreg domeniul de variaţie al încărcării. Măsurătorile pentru determinarea performanţelor energetice se fac pentru mai multe mărimi ale sarcinii utile a echipamentului sau instalaţiei analizate :

• sarcină nominală;

• sarcină maximă curent realizată în perioada analizată;

• sarcină minimă curent realizată în perioada analizată;

• sarcină medie anuală pe perioadele de funcţionare efectivă.

În cazurile în care nu se pot crea condiţiile necesare executării măsurătorilor la sarcinile de mai sus, se aleg cel puţin alte trei mărimi ale sarcinii, în limitele domeniului de variaţie a acesteia, pentru care se elaborează bilanţul. Dacă echipamentul sau instalaţia funcţionează la o sarcină practic constantă pe perioada considerată, bilanţul se întocmeşte numai pentru această unică sarcină.

În cazul în care consumurile energetice şi eventual produsul activităţii desfăşurate în conturul dat sunt influenţate sensibil de anumiţi factori (caracteristicile materiilor prime, temperatura exterioară, etc), bilanţul se întocmeşte pentru mai multe valori caracteristice ale acestor parametri (minim, maxim, mediu, normal, etc).

În funcţie de natura activităţii desfăşurate în interiorul conturului analizat, conţinutul de energie al fiecăruia dintre termenii bilanţului poate fi exprimat în mărime absolută sau în mărime specifică, raportat la unitatea în care se exprimă


volumul activităţii. Durata pentru care se va întocmi bilanţul energetic depinde de scopul întocmirii şi este cuprinsă între o oră şi un an calendaristic sau durata unui ciclu de fabricaţie, dacă acesta din urmă depăşeşte un an. Pentru recepţia sau omologarea instalaţiilor nu se efectuează decât bilanţuri orare sau pe cicluri de funcţionare.

Determinarea mărimilor necesare elaborării bilanţului se va face pe baza măsurătorilor directe. În cazul când o mărime nu poate fi determinată direct, dar poate fi dedusă cu suficientă precizie prin măsurarea altor mărimi, se admite să se aplice metoda determinărilor indirecte.

Unele elemente ale bilanţului pe partea de intrări sau pe partea de ieşiri pot fi neglijate, dacă determinarea lor comportă dificultăţi apreciabile şi reprezintă mai puţin de 1% din totalul energiei intrate respectiv ieşite.

Aparatele folosite pentru măsurători trebuie să se afle în interiorul termenelor obligatorii de verificare metrologică stabilite prin normativele în vigoare. Măsurătorile de omologare şi de recepţie ale echipamentelor (respectiv instalaţiilor) se vor executa cu aparate de măsură cu o clasă de precizie superioară, de regulă maximum 0,5.

Valorile parametrilor tehnologici şi energetici caracteristici procesului analizat în timpul efectuării măsurătorilor, cât şi evenimentele apărute în perioada măsurătorilor se vor consemna în fişele sau în buletinele de măsurători.

Elementele bilanţului energetic se vor prezenta atât sub formă tabelară cât şi sub forma uneia sau mai multor diagrame Sankey.

Limita maximă de eroare, exprimată prin valoarea absolută a diferenţei între totalul intrărilor şi totalul ieşirilor împărţită la totalul intrărilor, nu va depăşi :

a. ±2,5%, în cazul bilanţurilor în care principalele mărimi sunt determinate prin măsurători directe (metoda recomandată);

b. ±5%, în cazul bilanţurilor în care unele mărimi nu pot fi măsurate direct, dar pot fi deduse cu suficientă precizie prin măsurarea altor mărimi (determinare indirectă).

La elaborarea bilanţurilor energetice este recomandabilă utilizarea unităţilor de măsură legale (în cazul României cele din sistemul internaţional), prevăzute în standardele în vigoare, dar decizia finală aparţine beneficiarului auditului.

În final trebuie amintit faptul că, în conformitate cu articolul 1 din Anexa.1 la Ordinul MIR nr. 245/20.06.2002, bilanţurile energetice vor fi întocmite numai de persoane fizice şi juridice autorizate. Calitatea de auditor energetic se dovedeşte printr-o autorizaţie care atestă competenţa tehnică a persoanelor care efectuează bilanţuri energetice în România. Autorizaţia se obţine de la Comisia de autorizare a auditorilor energetici, comisie care funcţionează în cadrul ARCE.

Conform Anexei 1 din ordinul MIR 245/20.06.2002 se definesc 3 clase şi trei tipuri de bilanţuri energetice, definite în funcţie de puterea maximă termică sau electrică consumată.


Tabelul 2.1

Clase şi tipuri de bilanţuri energetice

Tipul bilanţului energetic Clasa

Electroenergetic Termoenergetic Complex

A P<250kW P<500kW - B 250<P<1000kW 500<P<2000kW 750<P<3000kW C P>1000kW P>2000kW P>3000kW

Pe baza acestei clasificări, persoanele fizice sunt autorizate să efectueze numai bilanţuri energetice de clasa A sau B. Persoanele juridice sunt autorizate să efectueze bilanţuri energetice de clasa A, B sau C.

2.5 INDICATORI DE PERFORMANŢĂ ENERGETICĂ

Eficienţa şi respectiv ineficienţa energetică nu pot fi măsurate direct. Ele pot fi exprimate cu ajutorul unor indicatori de performanţă, ale căror valori sunt comparate cu una sau mai multe valorile alese ca referinţă. Nivelul de referinţă al unui indicator poate fi, de exemplu, valoarea obţinută utilizând cele mai bune tehnologii dezvoltate pe plan mondial, cea obţinută utilizând doar acele tehnologii care s-au dovedit economic eficiente sau valoarea obţinută prin prelucrarea rezultatelor proprii obţinute într-o perioadă anterioară. Referinţa este aleasă de obicei în funcţie specificul şi de interesele organizaţiei care desfăşoară sau patronează activitatea analizată.

Indicatorul de performanţă energetică întrebuinţat în special în cazul analizei proceselor de transformare a energiei este randamentul energetic. În energetică, randamentul este o mărime adimensională, ceea ce presupune ca atât efectul util cât şi cel consumat să fie de aceeaşi natură şi să fie exprimate în aceeaşi unitate de măsură. În cazul proceselor de consum final, efectul consumat este un flux sau o cantitate de energie, în timp ce efectul util este prin definiţie de altă natură. Din acest motiv, randamentul energetic este considerat un indicator specific de natură cantitativă potrivit pentru procesele de transformare a energiei şi mai puţin potrivit pentru cele de consum final.

Indicatorul de performanţă fizic care caracterizează cel mai bine eficienţa energetică a unui proces de consum final de energie este consumul efectiv de energie, absolut sau specific. Consumul specific este raportat la unitatea de măsură a volumului acestei activităţi. El reprezintă deci cantitatea de energie de un anumit fel sau suma cantităţilor de energie de orice fel necesare pentru realizarea unei singure unităţi în care se exprimă volumul activităţii analizate.

Utilizarea indicatorilor specifici de eficienţă energetică elimină influenţa modificării volumului de activitate şi a structurii producţiei. În funcţie de modul de exprimare a mărimilor care constitue sau intră în componenţa indicatorilor de


preformanţă energetică, aceştia pot fi exprimaţi fizic (în unităţi de energie) sau valoric (în unităţi monetare).

În cazul unui singur fel de energie intrat în conturul de bilanţ şi al unui singur produs principal, definiţia consumului specific de energie este simplă şi uşor de aplicat. Dacă din activitatea prestată în conturul dat ies două sau mai multe produse principale, repartizarea consumului efectiv de energie între acestea trebuie să se facă după un anumit criteriu sau pornind de la o anumită ipoteză, în funcţie de specificul activităţii.

Situaţia se complică de asemenea şi în cazul în care în conturul dat intră mai multe forme de energie. În această situaţie, conţinutul efectiv de energie al fiecăruia dintre fluxurile intrate trebuie echivalat cu un singur fel de energie. În majoritatea cazurilor, energia echivalentă este energie primară (echivalent combustibil convenţional). Raportul de echivalare este specific fiecărui caz în parte şi trebuie bine justificat. Trebuie subliniat faptul că cea mai bună echivalare este asigurată prin exprimarea valorică, în unităţi monetare, a consumurilor de energie de orice fel.

În urma echivalării energetice a diferitelor forme de energie consumate rezultă un al doilea indicator fizic de performanţă energetică şi anume consumul echivalent de energie primară, absolut sau specific. Notând cu VA volumul activităţii, consumul specific echivalent de energie primară Cse se calculează cu relaţia :

( ) VAWWCse EDUREP /∗β+= (2.2)

În relaţia de mai sus, β>1 este coeficientul de echivalare a energiilor direct utilizabile în energie primară. Consumul specific echivalent de energie primară este proporţional în anumite condiţii şi cu o anumită marjă de eroare cu principalul indicator valoric şi anume cheltuielile specifice cu energia.

Consumul specific cumulat de energie primară, cunoscut şi sub denumirea de energie înglobată sau de conţinut de energie al unui produs, caracterizează gradul de valorificare a resurselor energetice pentru un întreg lanţ tehnologic sau pentru un ciclu complect de fabricaţie. Mărimea sa poate include consumurile de energie primară aferente următoarelor componente :

• obţinerea resurselor materiale consumate pe parcursul întregului lanţ tehnologic sau numai pentru o anumită parte a acestuia;

• funcţionarea în condiţii normale a tuturor instalaţiilor şi agregatelor incluse în conturul stabilit;

• transportul resurselor materiale şi produselor intermediare până la locul de consum;

• echivalentul în energie primară al uzurii mijloacelor fixe care contribuie, direct sau indirect, la realizarea produsului respectiv.

Calculul consumului cumulat de energie înglobată în unitatea de produs este cu atât mai complicat cu cât procesul sau lanţul tehnologic este mai extins şi include mai multe etape. Mărimea consumului specific cumulat de energie primară exprimă


intensitatea energetică a unui produs, a unei activităţi, a unui întreg lanţ tehnologic, a unei filiere tehnologice, etc.

Toţi indicatorii de performanţă energetică se determină în urma întocmirii auditului energetic al procesului, alcătuit pe o perioada suficient de lungă, cel puţin egală cu un ciclu de activitate, pentru ca valoarea astfel obţinută să aibă relevanţă. Practica recomandă ca auditul să fie întocmit pentru un an calendaristic sau financiar, cu excepţia cazurilor în care ciclul de activitate depăşeşte această perioadă.

Rezultatele astfel obţinute au un caracter cantitativ, reflectând consecinţele primului principiu al termodinamicii. Pentru complectarea lor cu aspectele calitative absolut necesare unei analize tehnice este necesară recurgerea la bilanţul exergetic. Bilanţurile exergie-anergie pun în evidenţă limitele capacităţii de transformare a unui tip de energie în altul şi consecinţele celui de-al doilea principiu al termodinamicii asupra eficienţei energetice a conturului analizat. Din acest tip de bilanţ rezultă indicatorul numit randament exergetic.

Eficienţa energetică a fost separată în mod artificial de rentabilitate în condiţiile economiei socialiste de comandă. Diferenţa între preţurile stabilite pentru diferitele produse prin planificare centralizată şi costurile lor reale de producţie sau de achiziţie nu permitea stabilirea prin calcul a rentabilităţii reale a unei activităţi sau a unei soluţii tehnice. În aceste condiţii, criteriile energetice de apreciere au permis compararea pe baze reale dar incomplecte a unor soluţii tehnice sau a unor tehnologii. Ele au avut la bază o serie de indicatori fizici, absoluţi sau specifici (randamente, consumuri efective, consumuri echivalente, consumuri cumulate, etc). Indicatorii tehnici reflectă numai parţial eficienţa cu care sunt valorificate resursele intrate într-un contur dat.

În condiţiile capitalismului şi economiei de piaţă, eficienţa energetică se exprimă şi se măsoară în special cu ajutorul indicatorilor valorici. Principalul indicator valoric de eficienţă energetică este valoarea specifică a facturii energetice sau cheltuielile specifice cu energia, mărime raportată la unitatea de măsură a volumului activităţii. Acesta este un indicator sintetic, care cumulează toate influenţele consumului de energie asupra costului de producţie. Trebuie subliniat faptul că exprimarea valorică a indicatorilor de eficienţă energetică are mai multă relevanţă şi este accesibilă şi unor persoane fără o pregătire tehnică de specialitate. Pe lângă cheltuielile specifice cu energia pe unitatea de volum al activităţii prestate, exprimarea valorică a efectului consumat mai permite evidenţierea unor aspecte semnificative de natură economico-financiară, legate de conceptul de eficienţă energetică :

• ponderea cheltuielilor cu energia în costurile totale de producţie;

• costul pierderilor de energie, al ineficienţei sau/şi al nerecuperării res.


2.6 MODALITĂŢI DE PRELUCRARE A DATELOR ŞI DE PREZENTARE A REZULTATELOR BILANŢULUI ENERGETIC

Un bilanţ termoenergetic poate fi întocmit în două feluri :

a) considerînd cantităţile absolute de căldură care intră şi care ies cu fiecare flux de masă din conturul de bilanţ (entalpiile asociate acestor fluxuri);

b) considerând cantităţile de căldură care sunt fie preluate din fie cedate de fiecare dintre fluxurile de masă (diferenţele de entalpie asociate acestor fluxuri).

Prima variantă are un caracter mai general, deoarece ea poate fi aplicată în orice situaţie. Ea este recomandabilă în cazurile în care fluxurile de masă care intră în perimetrul analizat îşi modifică compoziţia sau se transformă integral în interiorul acestuia şi nu se mai regăsesc ca atare la ieşire. A doua variantă este recomandabilă numai când fluxurile de masă care intră se regăsesc fără modificări sau cu modificări minime la ieşirea din conturul de bilanţ.

Pentru exemplificare se va prezenta cazul unei operaţii de uscare, al cărei bilanţ energetic poate fi conceput în ambele feluri, în funcţie de obiectivul urmărit. Instalaţia de uscare funcţionează continuu şi realizează uscarea unui debit de 100 kg/s material care intră în incintă cu temperatura de 25 oC şi umiditatea relativă egală cu 0,65 şi iese din incintă cu temperatura de 115 oC şi umiditatea relativă egală cu 0,05. Materialul este susţinut la trecerea prin incinta de uscare cu ajutorul unui sistem de transport, având un echivalent caloric egal cu 48 kW/grd şi funcţionând între temperaturile de 40 oC la intrare şi respectiv 120 oC la ieşire.

Agentul de uscare este aer atmosferic aspirat din exterior, care are la intrare temperatura de 20 oC şi umiditatea absolută egală cu 0,01. Aerul de uscare iese din incintă cu temperatura de 130 oC si umiditatea absolută egală cu 0,016. Schimbul de căldură prin radiaţie şi convecţie între suprafaţa exterioară a pereţilor incintei si mediul înconjurător este estimat la circa 65 kJ pentru un kg de umiditate evacuată din material.

Bilanţul energetic poate fi întocmit numai după precizarea termenilor bilanţului material al procesului de uscare. Printr-un calcul simplu rezultă că debitul de material uscat care iese din incinta este de 36,84 kg/s iar cantitatea de umiditate evacuată din material prin operaţia de uscare este de 63,16 kg/s.

Debitul de aer uscat este un invariant în raport cu intrarea şi ieşirea din incinta de uscare. El este însă un debit fictiv, deoarece nu include si conţinutul său de umiditate, dar care poate fi utilizat la calculul cantităţilor de căldură care intră sau ies din conturul de bilanţ. Debitul de aer uscat care circulă prin incinta de uscare este în acest caz egal cu 10,53 t/s.

Bilanţul energetic al incintei de uscare având drept termeni căldurile absolute intrate şi ieşite cu debitele materiale este prezentat în tabelul 2.2.


Tabelul 2.2

Bilanţul termoenergetic al incintei de uscare având drept termeni călduri absolute (entalpii).

Intrări în conturul de bilanţ MW Ieşiri din conturul de bilanţ MW Materialul umed 8,03 Materialul uscat 5,93 Instalaţia de transport 1,92 Instalaţia de transport 5,76 Aerul de uscare 470,30 Aerul de uscare (umed) 1818,96

Agentul termic 1580,25 Agentul termic 225,75 Pierderi prin pereţi 4,10 Total 2060,50 Total 2060,50

Bilanţul termoenergetic al incintei de uscare urmărind cantităţile de căldură cedate către sau preluate din incinta de uscare de către debitele materiale care o parcurg este prezentat în tabelul 2.3.

Tabelul 2.3

Bilanţul termoenergetic al incintei de uscare având drept termeni cantităţi de căldură (diferenţe de entalpie)

Intrări în conturul de bilanţ MW Ieşiri din conturul de bilanţ MW Agentul termic 1354,50 Materialul uscat 4,64 Instalaţia de transport 3,84 Aerul de uscare 1179,63 Umiditatea evacuată 162,29 Pierderi prin pereţi 4,10 Total 1354,50 Total 1354,50

Varianta a doua este mai convenabilă, deoarece pe baza ei se poate trasa direct diagrama fluxurilor (Sankey) care intră şi ies din conturul de bilanţ. Tot pe baza ei se pot calcula direct consumul specific de caldură şi randamentul termic al operaţiei.

Astfel, consumul specific de căldură pentru eliminarea unui kg de umiditate din material este egal cu 1354,5/162,3 = 8,34. Randamentul termic al procedeului, în care se consideră consum util suma următorilor trei termeni 4,64 + 3,84 + 162,29 = 170,77 MW, este egal cu 12,61 %.

2.7 ANALIZA BILANŢURILOR ENERGETICE Analiza oricărui bilanţ energetic porneşte de la informaţiile furnizate de :

• tabelul conţinând mărimile absolute sau relative ale fluxurilor de energie intrate şi respectiv ieşite din contur;

• diagrama Sankey trasată pe baza tabelului de mai sus;


• indicatorii de performanţă energetică calculaţi pe baza aceluiaşi tabel;

• nivelul de referinţă al indicatorilor de performanţă energetică;

• inventarul resurselor energetice secundare disponibilizate (eliminate) din contur;

• alte informaţii.

Nivelul sau valoarea de referinţă a indicatorilor de performanţă energetică urmăriţi poate proveni din proiectul instalaţiei analizate, prospecte, brevete, standarde în vigoare, literatura de specialitate, etc. Referinţa este în general stabilită cu ocazia întocmirii bilanţului de proiect, de omologare sau de recepţie. Valoarea de referinţă trebuie să fie aleasă în aşa fel încât să poată fi atinsă în condiţii reale de funcţionare. Alegerea unei valori de referinţă imposibil de atins are de regulă efecte psihologice negative şi poate demobiliza personalul de exploatare.

Fluxurile de energie care intră în conturul de bilanţ pot fi clasificate astfel :

• intrări organizate, achiziţionate contra cost din exterior, care se regăsesc ca atare în factura energetică;

• intrări neorganizate, care nu se regăsesc ca atare în factura energetică.

Fluxurile de energie care ies din conturul de bilanţ pot fi în clasificate astfel :

• termeni utili, cunoscuţi şi sub denumirea de fluxuri de energie utile, a căror lipsă împiedică buna desfăşurare a activităţii din interiorul conturului de bilanţ;

• termeni inutili, cunoscuţi şi sub denumirea de pierderi de energie.

Pierderile de energie constitue o categorie complexă şi eterogenă de fluxuri de energie, din care pot face parte următoarele :

• căldura sensibilă conţinută de gazele reziduale (de ardere, de proces, etc);

• căldura nedezvoltată ca urmare a unei combustii incomplete din cauze chimice sau mecanice;

• căldura pierdută prin radiaţie şi convecţie prin suprafeţele echipamentului în contact cu mediul ambiant în care se desfăşoară procesul;

• căldura conţinută în cantităţile de substanţă care se pierd prin evaporare, purjare, drenare, decantare, reglare sau prin neetanşeităţile instalaţiei;

• căldura evacuată din proces prin intermediul apei de răcire;

• căldura sensibilă conţinută în rebuturile de fabricaţie, în deşeuri, în materialele rezultate din proces ca asociate produsului propriu-zis (zgură, cenuşă, pulberi, balast, etc.) ca şi căldura sensibilă a produsului propriu-zis la ieşirea din conturul de bilanţ considerat;

• lucrul mecanic de frecare transformat în căldură.


În cazul în care procesul desfăşurat în interiorul conturului de bilanţ este unul de transformare a energiei, definirea efectului util şi a pierderilor este relativ simplă. În cazul în care în interiorul conturului de bilanţ are loc un proces de consum final, împărţirea fluxurilor de energie în utile şi inutile este în multe cazuri discutabilă.

Analiza rezultatelor bilanţului energetic are două etape. Prima etapă constă în determinarea indicatorilor de performanţă energetică, al căror nivel se compară cu cel de referinţă. Ca urmare a acestei comparaţii, activitatea desfăşurată în interiorul conturului analizat sau instalaţia analizată primeşte un calificativ în raport cu referinţa. În cazul bilanţurilor energetice reale, situaţia caracterizată de ele se abate mai mult sau mai puţin de la situaţia de referinţă. Prima etapă a analizei trebuie să stabilească motivele abaterii şi să propună măsuri de remediere a situaţiei. Chiar dacă rezultatul primei etape a analizei indică o situaţie suficient de apropiată de referinţă, este posibil ca nivelul de referinţă stabilit anterior momentului analizei, să nu mai corespundă cerinţelor momentului analizei sau celor ale viitorului previzibil.

În astfel de cazuri, problema eficienţei energetice trebuie abordată în alt mod. Această a doua etapă a analizei eficienţei energetice a unei activităţi desfăşurate într-un anumit contur porneşte de la cantitatea şi calitatea resurselor energetice secundare disponibilizate.

Prin definiţie, resursele energetice secundare reprezintă cantităţi sau fluxuri de energie de orice fel, evacuate dintr-un contur în care se desfăşoară o activitate productivă şi care nu pot fi reciclate (valorificate tot în activitatea respectivă) decât prin modificări aduse instalaţiilor aflate în conturul respectiv. Prin urmare, a doua etapă a analizei are ca obiect evaluarea potenţialului res şi a posibilităţilor de valorificare a acestora.

Valorificarea res în interiorul conturului asociat activităţii din care provin presupune modificarea procesului tehnologic sau a cel puţin unuia dintre echipamentele care compun instalaţia. Ea se numeşte recuperare internă sau interioară şi are ca efect reducerea consumului propriu de energie primară sau direct utilizabilă. Acest mod de valorificare a res, care poate fi considerat ca o reciclare sau o recirculare, nu este întotdeauna tehnic posibil şi/sau avantajos din punct de vedere economic. Recuperarea internă are ca efect direct reducerea facturii energetice ca urmare a reducerii consumului propriu de energie.

Valorificarea res în afara conturului respectiv se numeşte recuperare externă sau exterioară şi implică existenţa unui consumator exterior conturului asociat activităţii din care provine res. Consumatorul este de obicei amplasat în apropiere, deoarece transportul la distanţe mari este cu atât mai puţin avantajos din punct de vedere economic cu cât intensitatea sau densitatea energetică a res este mai mică. Recuperarea externă are ca efect reducerea în mod indirect a facturii energetice a activităţii care a generat-o, deoarece din ea se deduc încasările obţinute din vânzarea în exterior a res.

Consumatorul alimentat printr-o recuperare externă a res renunţă la serviciile unei surse de energie convenţionale (centrală electrică, centrală termică, etc), care va produce mai puţină energie direct utilizabilă pentru care va consuma mai puţină


energie primară. El trebuie să prezinte o cerere de energie compatibilă cu caracteristicile res disponibile (natură, parametrii, simultaneitate, mod de variaţie în timp, etc.). Dacă compatibilitatea este parţială, res va constitui doar una dintre sursele sale de alimentare cu energie, cealaltă rămânând sursa convenţională. Recurgerea la alimentarea cu energie recuperată duce de obicei la complicaţii suplimentare pentru consumator, dezavantaj compensat printr-un preţ mai coborât al energiei cumpărate.

Oportunitatea şi gradul de recuperare al unei res sunt întotdeauna rezultatul unei analize tehnico-economice, care exprimă o anumită situaţie la un moment dat, într-un anumit loc şi într-un anumit context. Modificarea momentului, a locului sau a contextului poate infirma o soluţie de recuperare în totalitate sau numai într-o anumită proporţie. Acest lucru trebuie subliniat, deoarece anumite soluţii practicate cu succes în alte părţi nu sunt în mod obligatoriu la fel de eficiente şi în condiţiile actuale din România şi invers.

2.8 IMPACTUL ASUPRA MEDIULUI. INDICATORI DE IMPACT. Definirea şi determinarea indicatorilor de impact asupra mediului permite cuantificarea impactului ecologic al sistemelor de producere şi de consum de energie. Cunoaşterea şi asumarea impactului asupra mediului este deosebit de utilă atât în faza implementării unei soluţii noi cât şi în cazul analizei funcţionării sistemelor deja existente.

În tabelul 2.4 sunt clasificate efectele asupra mediului a activităţii umane.

Tabelul 2.4

Clasificarea efectelor asupra mediului

EFECT MĂRIME NIVELUL IMPACTULUI

DENUMIREA DE ORIGINE ŞI

DIMENSIUNEA CATEGORIA: RESURSE

Epuizarea resurselor abiotice

Valoare absolută Global Abiotic depletion

Epuizarea resurselor

biotice Valoare absolută Global/local biotic depletion

[an-1]

Secarea Valoare absolută Regional Dessiccation [m3] CATEGORIA: POLUARE ŞI DEŞEURI

Efectul de seră potenţial Global Global warming potential (gwp)

[kg co2 echivalent] Distrugerea

stratului de ozon stratosferic

potenţial Global ozone depletion (odp) [kg cfc11 echivalent]

Acidificarea (ploi acide) potenţial Regional Acidification (ap)

[kg so2 echivalent]


Entrofizarea potenţial Regional Nutrification (np) [kg po4

-3 echivalent] Ecotoxicitate - mediul

acvatic - mediul

terestru

potenţial Regional / local

aquatic ecotoxicity (eca), [m3]

terrestrial ecotoxicity (ect), [kg]

Radiaţii radioactive Valoare absolută Regional / local Radiation [bq]

Volum de deşeuri Valoare absolută Regional / local volume de dechets

[m3] CATEGORIA: SĂNĂTATE UMANĂ ŞI RISC

Toxicitate umană

(incluzând poluanţii în aer,

apă şi sol)

potenţial Regional Human toxicity (hca, hcw, hcs)

[kg]

Formarea ozonului

fotochimic în troposferă

potenţial Regional / local Oxidant formation

(pocp) [kg c2 h4 echivalent]

Victime Valoare absolută Local Victime CATEGORIA: INCONFORT, DIVERSE

Zgomot Valoare absolută Local Noise [pa2s] Căldura emisă

(în apă) Valoare absolută Local Aquatic heat [mj]

Mirosuri potenţial Local Malodourous air [m3]

Condiţii de muncă / Local Working conditions

Degradarea peisajului / Local damage to landscape

În tabelul 2.5 sunt sintetizate principalele tipuri de impact asupra mediului şi factorii care le produc, aferente sistemelor de consum şi de producere a energiei.

Tabelul 2.5

Tipuri de impact asupra mediului a sistemelor de consum şi de producere a energiei [10]

Tipul de impact Acţiunea Asupra cui acţionează

Epuizarea rezervelor de resurse naturale

Consumul de rezerve neregenerabile

Rezerve de resurse naturale

Efectul de sera Emisia gazelor cu efect de

seră: CO2, CH4,N2O,CFC,O3, NOx, CO, COV

Echilibrul termic al planetei

Degradarea stratului de ozon Emisia gazelor cu efect fotochimic (CFC) Stratul de ozon


Toxicitate Emisii de substanţe chimice, căldură, emisii radioactive Oameni, faună, floră

Acidificare Emisii chimice: SO2, NO2, HCl

Floră, faună

Toxicitate şi ecotoxici

Tate Eutrofizare

Emisii de elemente ca azot, fosfor în componenţă apelor

uzate

Floră, faună

Zgomot Emisii sonore Oameni, faună

Miros Emisii mirositoare Oameni, faună

Ocuparea spaţiului

Gradul de ocupare a unei suprafeţe şi a timpului Oameni, faună, floră

Factori perturbatori

Impact vizual

Construcţii (înălţime, volum, formă) Oameni

Fiecărui tip de impact i se asociază indicatori sau indici de impact, pe baza cărora se face evaluarea din punct de vedere ecologic a sistemelor menţionate. Calculul indicilor de impact se face pe baza poluanţilor emişi în cadrul fiecărui tip de impact [10].

Pentru determinarea principalilor indicatori de impact, se consideră două dintre subsistemele componente ale conturului de analiză a ciclului de viaţǎ:

• subsistemul obţinerii combustibilului (extracţie, transport, prelucrare);

• subsistemul arderii combustibilului (în cadrul instalaţiilor consumatoare sau surselor de producere a energiei.

În continuare, pentru exemplificare, se vor prezenta principalii indicatori de impact prin care se caracterizează efectul ecologic al diferitelor filiere de producere a energiei termice şi electrice (în cogenerare sau separat). Similar se pot defini indicatorii de impact pentru instalaţiile consumatoare, care utilizeazǎ combustibili clasici.

a. Epuizarea rezervelor naturale

Pentru calculul acestui indicator se fac următoarele ipoteze:

• -se consideră materiile prime naturale de natură energetică, aferente fiecărui subsistem al ciclului de viaţă;

• -impactul materiilor rezultate din procesele de reciclare sau recuperare din cadrul diverselor subsisteme se consideră nul.

Epuizarea resurselor naturale este caracterizată de de trei parametrii :

• consumul de materii prime;

• contribuţia la epuizarea rezervelor naturale;

• imposibilitatea regenerării materiilor prime.


Consumul de materii prime, M exprimă intensitatea impactului şi se defineşte ca suma tuturor cantităţilor de materii prime energetice (combustibil) consumate în cadrul soluţiei de producere, în unităţi de masă raportate la unitatea funcţională. Astfel, M = Σ Mi = Σ mij în unităţi de masă/unitate funcţională, unde Mi este consumul de materii prime energetice ale subsistemului “i”, în unităţi de masă/unitate funcţională; mij - masa materiei prime energetice de tip “j” consumată în cadrul subsistemului “i”, în unităţi de masă/unitate funcţională.

Un caz particular îl reprezintă procesul de incinerare al deşeurilor menajere cu recuperare de energie. Dacă energia termică astfel obţinută este valorificată pentru producerea combinată de energie electrică şi termică, deşeurile menajere pot fi considerate ca materii prime combustibile, deşi procesul în sine constituie o filieră de eliminare a deşeurilor.

Contribuţia ciclului de viaţă a sistemului de producere la epuizarea rezervelor naturale de materii prime, T, caracterizează gradul în care un tip de materie primă poate fi supusă pericolului dispariţiei datorită consumului său. El permite estimarea contribuţiei sistemului de producere la epuizarea rezervelor de materii prime, în funcţie de fracţia masică a fiecărei materii prime consumate. Se defineşte perioada de abundenţă aferentă fiecărui tip de resursă primară a ca raport între rezerva mondială şi consumul mondial anual. Această mărime este variabilă în timp şi depinde de mărimea rezervei mondiale. În tabelul 2.6, se pot urmării valorile perioadei de abundenţă ale principalelor materii prime energetice [10].

Tabelul 2.6

Perioadele de abundenţă ale materiilor prime energetice, exprimate în ani.

Cărbune Petrol Gaze Uraniu Deşeuri

menajere

220 40 50 50 1

Perioada de abundenţă aferentă deşeurilor menajere, utilizate drept combustibil (în cazul procesului de incinerare cu recuperare de energie ) are valoarea 1, deoarece se consideră că toate rezervele de deşeuri sunt consumate în întregime (tratate sau eliminate). Cunoscând perioada de abundenţă (a), contribuţia soluţiei de cogenerare la epuizarea stocului de materii prime (pentru fiecare subsistem “i”) se poate calcula cu relaţia Ti = (Σ mij / aj ) / Mi în care aj reprezintă abundenţa materiei prime de tip “j”, în ani.

Valoric, parametrul “T” este cuprins în intervalul 0 – 1 iar limitele intervalului au următoarele semnificaţii :

T = 0, corespunde unei contribuţii nule la epuizarea rezervelor de materii prime;

T = 1, corespunde unei contribuţii totale la epuizarea rezervelor de materii prime.


Neregenerarea materiilor prime consumate, R, se calculează pornind de la timpul relativ de regenerare a materiilor prime, ale cărui valori caracteristice sunt prezentate în tabelul 2.7 [10].

Tabelul 2.7

Timpul relativ de regenerare a materiilor prime energetice

Tipul materiei prime Timpul de regenerare Materii fisibile Imfinit Materii fosile 10000 ani Materii minerale nefisibile şi nefosile Infinit Biomasă nefosilă şi apă 1 an

Timpul relativ de regenerare al materiilor prime este adimensional şi reprezintă durata de regenerare a materiilor prime în raport cu biomasa (pentru biomasă t =1). Pentru deşeurile menajere , acesta are valoarea “1”. Cu ajutorul lui “t” se poate calcula capacitatea de “neregenerare” a materiilor prime energetice utilizate în sistemele de cogenerare, R. Pentru un subsistem “i” , relaţia de calcul este Ri = [Σ mij( 1 – 1 / tj )] / Mi unde tj reprezintă timpul relativ de regenerare a materiilor prime “j” .Acest indice variază de la valoarea “0” (materie primă total regenerabilă) , la valoarea “1” (materie primă neregenerabilă).

b. Efectul de seră

Acesta reprezintă încălzirea atmosferei provocată de captarea radiaţiilor infraroşii reflectate de suprafaţa pământului. Alături de alte procese, producerea energiei este răspunzătoare şi de acest tip de impact.

Compararea potenţialelor de încălzire aferente emisiilor de gaze pentru diferitele soluţii de cogenerare, se face pe baza indicatorului Global Warming Potentiel (GWP), recomandat de SETAC (Society of Environmental Toxicology and Chemistry). GWP a unui gaz este definit de Intergovernmental Pannel on Climat Change (IPCC) ca integrala pe un interval de timp dat a variaţiei schimbului de energie prin radiaţie, generat prin injecţia unui kg de gaz în atmosferă [11].

( ) ( )

( ) ( )∫

∫= T

02CO2CO

T

0ii

dttCtA

dttCtA

GWP (2.3)

În relaţia de mai sus Ai reprezintă forsajul radioactiv instantaneu dat de creşterea cu o unitate a concentraţiei gazului “i”, Ci este concentraţia gazului “i”, menţinută o perioadă de timp “t” după emisie, ACO2, CCO2 au semnificaţiile menţionate anterior fiind aferente CO2. Pentru diferite gaze GWP este exprimat raportat la GWP aferent CO2.

Cu alte cuvinte, acest indice compară emisia instantanee a unui kg de gaz cu emisia unui kg de dioxid de carbon considerat drept referinţă (potenţialul de încălzire global al acestuia este considerat unitar ).


Potenţialul global al efectului de seră al unui efluent gazos este determinat însumând potenţialele elementare ale efectului corespunzător fiecărui gaz component al emisiilor aferente cogenerării : S(ki) = Σ Sij = Σ mij sj [kg/unitatea funcţională] unde S(ki) reprezintă potenţialul efectului de seră al efluentului gazos “k” emis de subsistemul “i”, Sij este potenţialul efectul de seră al elementui “j” emis de subsistemul “i”, mij este cantitatea de element care produce efectul de seră “j” emis de subsistemul “i”, în kg/unitatea funcţională, iar sj este GWP (pe 20 ani) al unui kg de element “j”.

Principalele gaze cu efect de seră sunt bioxidul de carbon (CO2), gazul metan (CH4), protoxidul de azot (N2O), vaporii de apă (H2O), derivaţi clorofloruraţi ai hidrocarburilor saturate (CFC, HCFC), ozonul, monoxidul de carbon (CO), precum şi compuşii organici volatili (COV). Primele trei gaze au un efect de seră direct, în timp ce ultimele au un efect de seră indirect.

Ponderea acestor gaze în producerea efectului de seră ţine cont de trei parametrii:

• durata de viaţă în atmosferă

• capacitatea fiecărui gaz de a absorbi căldură

• concentraţia acestora în atmosferă şi cantităţile de emisii antropogene pentru fiecare gaz.

Perioadele de încălzire pot fi de 20,100 şi 500 de ani. În calcule se consideră în special perioada cea mai scurtă respectiv cea de 20 de ani.

Tabelul 2.8

GWP caracteristic principalelor gaze cu efect de seră.

Substanţă GWP (20 ani) GWP (100 ani) GWP (500 ani) CO2 1 1 1 CH4 35 11 4 N2O 260 270 170

Determinarea indicelui GWP pentru un sistem se realizează prin însumarea potenţialelor elementare de efect de seră ale fiecărui gaz ce intră în componenţa efluentului gazos al sistemului, multiplicate cu cantitatea corespunzătoare fiecărei componente.

∑ ×=i

ii GWPmGWP (2.4)

unde GWPI este potenţialul efectului de seră al elementului i din efluentul gazos (kg CO2 echivalent), iar mi este cantitatea de element i (kg / unitatea funcţională).

Principalele gaze care participă în mod direct la crearea efectului de seră sunt dioxidul de carbon (sCO2 = 1) şi metanul (sCH4 = 35).


c. Acidificarea

Reprezintă perturbarea echilibrului acido-bazic al atmosferei datorat emisiilor gazoase cu caracter acid rezultate din procesele al căror impact se analizează. Acestea pot provoca perturbări semnificative tuturor elementelor mediului ambiant (aer, apă, sol), inducând o creştere a ph–ului.

Cel mai utilizat indicator de acidificare este aciditatea echivalentă (în raport cu SO2) :

Ii = Σj APi ∗ mij = Σ j (γj/Mj)/ (γSO2/MSO2) ∗ mi

j [kg echivalent SO2] (2.5)

În relaţia de mai sus II reprezintă contribuţia la acidificare a subsistemului “i”, în kg echivalent SO2, APj este potenţial de acidificare al substanţei “j” (valoare definită), γj este număr de moli de protoni liberi pe mol de substanţă j iar Mj este masa molară de substanţă j.

Relaţia de determinare a acestui indicator este :

∑ ×=i

ii APmAP (2.6)

unde APi este potenţialul de acidificare al unei substanţe i, mi este cantitatea de substanţă i [kg / unitatea funcţională], iar AP este potenţialul de acidificare [kg echivalent SO2 / unitatea funcţională].

Tabelul 2.9

Valorile AP ale unor substanţe.

Substanţa AP

SO2 1,0 NO 1.07 NO2 0.7 NOx 0.7 NH3 1.88 HCl 1.88 HF 1.6

d. Degradarea stratului de ozon

Indicele utilizat pentru măsurarea contribuţiei unei substanţe la distrugerea stratului de ozon este ODP (Ozon Depletion Potential). ODP-ul unei substanţe gazoase reprezintă efectul asupra ozonului stratosferic al emisiei unui kg de substanţă raportată la freonul CFC 11. În tabelul 2.10 sunt prezentate valorile ODP pentru o serie de substanţe.


Tabelul 2.10

ODP pentru diferite substanţe raportate la CFC 11

Substanţa Factor ODP Substanţa Factor ODP

CFC 11 1 Halon 1211 3.0 CFC 12 1.0 Halon 1301 10.0

CFC 113 0.8 HCFC 22 0.055 CFC 114 1.0 HCFC 123 0.05 CFC 115 0.6 CCl 14 1.1

Determinarea indicelui ODP pentru un sistem se realizează prin însumarea ODPi ale fiecărui gaz ce intră în componenţa efluentului gazos al sistemului, multiplicate cu cantitatea corespunzătoare fiecărui component.

∑ ×=i

ii ODPmODP (2.8)

unde ODPI este indicele ODP al elementului i din efluentul gazos [kg CFC11 echivalent] iar mi este cantitatea substanţei I [kg/unitatea funcţională].

e. Eutrofizarea

Acest fenomen are ca efect creşterea consumului de oxigen în mediile acvatice şi terestre datorită unei concentraţii ridicate de produse azotate şi fosfatice. Consecinţa constă în dezvoltarea planctonului în zonele acvatice, care determină reducerea până la eliminare a faunei din cauza consumului ridicat de oxigen. Trebuie precizat faptul că emisiile din aer ale compuşilor azotaţi şi fosfaţi contribuie de asemenea la acest efect. În studiile de ACV se consideră deocamdată numai fenomenul de eutrofizare a mediului acvatic. Contribuţia la fenomenul de eutrofizare a unei substanţe i este reprezentat de potenţialul de eutrofizare NP a cărui valori sunt exprimate în kg echivalent fosfat PO4

3-.

∑ ×=i

ii NPmNP (2.9)

unde NPi este potenţialul de eutrofizare al unei substanţe i (tabelul 2.11), mi este cantitatea substanţei i [kg / unitatea funcţională], iar NP este potenţialul de eutrofizare [kg echivalent fosfat / unitatea funcţională].

Tabelul 2.11

Valorile NP caracteristice diferitelor substanţe Substanţa NP

PO43- 1

NO 0.2 NO2 0.13 NOx 0.13 NH4 0.33

N 0.42 P 3.06

CCO (cererea chimică în oxigen) 0.022


f. Ecotoxicitate – toxicitate.

Ecotoxicitate grupează efectele toxice emanate de metalele grele şi de hidrocarburile aromatice nehalogenate în mediile acvatice şi terestre. Se definesc doi indicatori de cuantificare a ecotoxicităţii acvatice şi respectiv terestre :

• ECA (Ecotoxicological Classification factor for Aquatic Ecosistem) pentru mediul acvatic, apă dulce şi sărată

• ECT (Ecotoxicological Classification factor for Terrestrial Ecosistem) pentru mediul terestru.

Aceşti indici se calculează ca inversul concentraţiei maxime tolerabile (MTC) :

ECA (T) i=1/MTC A(T) i corespunzător unei substanţe I;

∑ ×=i

iia ECAmECA (2.10)

∑ ×=i

iit ECTmECT (2.11)

unde ECAi, ECTi sunt factori de ponderare a ecotoxicităţii (indici) acvatice şi terestre pentru o substanţă i, [kg/mg], [m3/mg] (tabelul 11), mai, mti sunt cantităţile emise de o substanţă i în apă, sol [mg / unitatea funcţională], iar ECA, ECT sunt indici de caracterizare a ecotoxicităţii acvatice şi terestre [m3/unitatea funcţională], [kg/unitatea funcţională].

Tabelul 2.12

Valorile ECA, ECT pentru diferite substanţe Substanţa ECA ECT

As 0.2 3.6 Cd 200 13 Cr 1 0.42 Co - 0.42 Cu 2 0.77 Pb 2 0.43 Hg 500 29 Ni 0.33 1.7 Zn 0.38 2.6

C6H6 (benzen) 0.029 - C6H5OH (fenol) 5.9 5.3

Dioxină - 1400 Petrol brut 0.05 -

Contribuţia unei substanţe la indicele de impact asupra mediului, toxicitate umană, se face pornind de la trei factori de ponderare după fiecare tip de mediu : aer, apă şi sol.

• HCA (Human Toxicological Classification factor for the Air) pentru aer;

• HCW (Human Toxicological Classification factor for the Water) pentru apă;


• HCS (Human Toxicological Classification factor for the Soil) pentru sol.

Aceşti indici se calculează pentru fiecare substanţă imisă în aer, apă şi sol după un mod de calcul complex. În cadrul acestui mod de calcul se iau în considerare dimensiunea mediului, maniera în care are loc schimbul de substanţe imise între medii, degradarea substanţelor în cadrul fiecărui mediu, mijloacele prin care omul poate absorbi substanţele, numărul de persoane expuse, cantităţile acceptabile de substanţe absorbite de om.

Pornind de la aceşti factori se calculează :

)( isiiwii

iia HCSmHCWmHCAmTH ×+×+×= ∑ (2.12)

unde HCAi, HCWi, HCSI sunt factori de ponderare pentru imisiile atmosferice, acvatice şi terestre (sol) pentru substanţa i [kg / kg] (tabelul 2.13), mai, mwi, msi sunt cantităţile imise de substanţa i în aer, apă şi sol [kg / unitatea funcţională], iar TH este indicele de caracterizare a toxicităţii umane [kg / unitatea funcţională].

Tabelul 2.13

Valorile factorilor HCA, HCW şi HCS pentru unele substanţe Substanţa HCA HCW HCS Metale As 4700 1.4 0.043 Ba 1.7 0.14 0.019 Cd 580 2.9 7 Co 24 2 0.065 Cu 0.24 0.02 0.0052 Fe 0.042 0.0036 Hg 120 4.7 0.15 Mn 120 Ni 470 0.057 0.014 Pb 160 0.79 0.025 Zn 0.033 0.0029 0.007 Compuşi neorganici NH4 0.02 0.0017 CO 0.012 CN (cianură) 2.6 0.22 5.4 F 0.48 0.041 H2S 0.78 NOx 0.78 NO2 0.26 0.022 SO2 1.2 Altele C6H6(benzen) 3.9 0.66 C6H5 OH (fenol) 0.56 0.048 0.62 Dioxină 3 300 000 290 000 Petrol 1.7 0.00092


g. Poluarea foto-oxidantă

Ca urmare a reacţiilor fotochimice ale oxizilor de azot şi ale compuşilor organici volatili (COV), în baza troposferei se formează cantităţi importante de foto-oxidanţi, deosebit de toxici pentru organismele vii. Creşterea semnificativă a concentraţiei acestor produse are repercusiuni importante asupra ecosistemelor. Aceste perturbări sunt sesizate în general la nivel local sau regional. Printre foto-oxidanţi cel mai important este ozonul. Indicatorul utilizat pentru exprimarea acestui impact se numeşte indice al potenţialului de formare a ozonului fotochimic (PCOP) şi reprezintă (HEIJUNGS, 92) masa de ozon produsă de 1 kg de o substanţă emisă suplimentar [4]. Pentru referinţă se consideră etilena. De aceea el exprimă în kg echivalent etilenă.

Formarea ozonului fotochimic mai este cunoscut şi sub denumirea de “smog de vara”. Ozonul este considerat dăunător pentru sănătatea oamenilor. Formarea oxidanţilor fotochimici, dintre care ozonul este reprezentantul majoritar, este rezultatul reacţiilor între oxizii de azot (NOx) şi COV sub influenţa radiaţilor ultraviolete. Denumirea originală a POCP este Photochimical Creation Potential .

Relaţia de calcul a potenţialului de formare a ozonului fotochimic este:

∑ ×=i

ii POCPmPOCP (2.13)

unde POCPi sunt indicii potenţialului de creare a ozonului fotochimic pentru substanţa i (tabelul 2.14), mi sunt cantităţile emise de o substanţă i, ce influenţează formarea ozonului fotochimic [kg/unitatea funcţională], iar POCP este indicele potenţialului de creare a ozonului fotochimic [kg echivalent C2H4/unitatea funcţională].

Tabelul 2.14

Valorile POCP ale unor substanţe Substanţa POCP

Metan 0.007 Etan 0.082

Propan 0.42 Alcani 0.398

Hidrocarburi halogenate 0.021 Metanol 0.123 Etanol 0.268 Alcooli 0.196 Acetonă 0.178 Esteri 0.223 Etilenă 1

Propilenă 1.03 Acetilenă 0.168 Benzen 0.189

Formaldehidă 0.421 Aldehide 0.443

Hidrocarburi 0.377


h. Victime

În timpul ciclului de viaţă al unui produs sau al unui proces se pot întâmpla evenimente nedorite care au ca rezultat pierderi de vieţi omeneşti, rănirea gravă a unor persoane participante la realizarea ciclului de viaţă respectiv. Până în prezent, nu există nici o metodă care să ia în calcule aceste pierderi de vieţi omeneşti sau accidente.

i. Mirosuri

Aprecierea confortului olfactiv depinde de fiecare individ. Emisia unei substanţe rău mirositoare este raportată la un prag numit OTV (Odour Threshold Value). Acest prag este definit drept concentraţia substanţei care în condiţii standard definite este apreciată de cel puţin 50% dintr-un eşantion reprezentativ de populaţie ca fiind diferită de aerul curat. În tabelul 2.15 sunt prezentate valorile OTV pentru unele substanţe.

∑ ×=i

ii OTVvOTV (2.14)

unde OTVi sunt indicii corespunzători ai unei substanţe i, care contribuie la impactul asupra mediului numit mirosuri, vi sunt volumele emise de componentele unei substanţe i [m3], iar OTV este indicele ce defineşte efectul de miros al unui produs sau proces [m3 / unitatea funcţională].

Tabelul 2.15

Valorile OTV ale diferitelor substanţe Substanţă OTV Amoniac (NH3) 1 Clorobenzen (C6H5Cl) 1 Diclormetan (CH2Cl2) 640 Disulfit de carbon (CS2) 0.18 Etanol (C2H5OH) 0.64 Metanol (CH3OH) 73 Fenol (C6H5OH) 0.039 Hidrogen sulfurat (H2S) 0.00043 Acetonă 72

j. Zgomot

Acest tip de impact este luat în considerare în foarte puţine studii de stabilire a impactului asupra mediului al unui produs sau proces. Stabilirea acestui tip de impact se face după o ecuaţie logaritmică ce conduce la un rezultat reprezentând o valoare relativ normalizată :

∑×=i

N

t

i

N 1010lg10 (2.15)

unde Ni reprezintă sursele sonore [dB], iar Nt este zgomotul rezultant [dB].


Dacă se utilizează în calculul ACV, metoda punctajului în situaţia creată de impactul asupra mediului al zgomotului, penalităţile luate în calcul sunt:

• 0 dacă Nt < 60 dB;

• 2 dacă 60 tN≤ < 90 dB;

• 4 dacă Nt ≥ 90 dB.

În aceste condiţii, impactul (I) se calculează după formula :

I = 2 x Nt (60 tN≤ < 90) + 4 x Nt (Nt ≥ 90) (2.16)

k. Degradarea peisajului

Pentru luarea în calcul a unor astfel de efecte este relativ dificil de a dezvolta o metoda care să evalueze degradarea peisajului. Această degradare a mediului este caracterizată de o modificare a mediului ambiant . Cu toate acestea cele mai recente ACV au luat în considerare acest efect, având grijă ca folosind metoda punctajului să atribuie penalităţi sau bonificaţii pentru unele reabilitări ale spaţiului considerat.

Se definesc astfel patru nivele de urbanism:

Nivelul I : sisteme naturale fără nici o intervenţie umană

Nivelul II : influenţa umană este mai mare decât cea a florei şi faunei iniţiale, dar nu sunt prezente suprafeţe cultivate

Nivelul III : majoritatea spaţiului este cultivat

Nivelul IV : urbanizarea este preponderentă (autostrăzi, imobile.....etc.).

Trecerea de la un nivel de urbanism inferior la unul superior se traduce printr-o penalizare (P), în timp ce reabilitarea unei zone (trecerea de la un nivel superior la unul inferior) se face prin acordarea unei bonificaţii, lucrul ce se poate observa în tabelul 2.16.

Tabelul 2.16

Modul de aplicare al penalităţilor şi bonificaţilor pentru zonele de urbanism Degradare Penalităţi Reabilitare Bonificaţie I → II 4 II → I 0.25 II → III 3 III → II 0.33 II → IV 4 IV → II 0.25 III → IV 2 IV → III 0.5

Se remarcă faptul că penalităţile acordate sunt supuse următoarelor reguli:

• cu cît degradarea este mai importantă, cu atât penalizarea este mai mare

• cu cît zona considerată este intr-o stare iniţială mai aproape de starea naturală, cu atât mai mult degradarea sa este penalizată.


Impactul este apoi măsurat prin suprafaţa ocupată corespunzătoare unităţii funcţionale, cît şi ţinând cont de penalităţi : I = S x P, unde I este impactul asupra mediului, S este suprafaţa ocupată [m2], iar P este penalitatea.

Pentru o analiză completă trebuie considerartă şi durata de ocupare a spaţiului (d):

I = S x P x d (2.17)

Pentru exemplificare, în tabelul 2.17 sunt sintetizaţi principalii indicatori de impact, cel mai curent utilizaţi în evaluarea ecologică a filierelor de cogenerare, poluanţii care produc impactul şi modul de determinare a acestora.

Tabelul 2.17

Principalii indicatori de impact caracteristici filierelor de cogenerare Impact Poluanţi care

produc impactul Indicator Mod de determinare

1 2 3 4 Epuizarea

rezervelor de resurse naturale

Consumul de materii prime

Epuizarea rezervelor naturale,

ERN (kg/an)

ERN = Σi (mi/a) A=50 ani

Efect de seră CO2, CH4 Global Warming Potential, GWP

(kg CO2)

GWP=Σi (GWPi*mi)

GWP CO2 = 1 GWP CH4 = 35

Acidificare atmosferică SO2, NOx

Potential de acidificare, AP

(kg SO2)

AP =Σi (APi*mi) AP SO2 = 1

AP NOx = 0.7

Emisii fotooxidante HC, CH4, CO

Photochemical Ozone Creation Potentiel, PCOP

(g C2H4)

POCP =Σi (POCPi*mi)

POCP HC=0.416 POCP CH4 = 0.07 POCP CO = 0.036

Emisii de praf praf Volumul critic, m3 aer

Ipraf=Σi (mi/Ci) Cpraf=0.07

În relaţiile din tabel mi reprezintă masa materiei prime energetice consumată în cadrul subsistemului “i”, în unităţi de masă/unitate funcţională; iar a este raportul între rezerva mondială şi consumul mondial anual, în ani, aferent unui tip de combustibil.

l. Evaluarea indicatorilor de impact

O etapă deosebit de importantă a studiului impactului asupra mediului a sistemelor de producere sau de consum a energiei care utilizeazǎ combustibili neregenerabili, constă în interpretarea valorilor indicatorilor de impact calculaţi. Evaluarea sistemelor menţionate din punct de vedere al impactului asupra mediului se poate face prin metoda “impact cu impact”, luând în consideraţie pe rând câte un singur indicator de impact sau prin metoda globală.

Evaluarea “impact cu impact” în cazul sistemelor de cogenerare presupune stabilirea indicatorilor semnificativi pentru sistemele comparate de producere a energiei. Pe baza acestora se face comparaţia între diferitele sisteme de cogenerare


sau/şi între acestea şi producţia separată a celor două forme de energie. Acest mod de evaluare se mai numeşte şi “sistem cu sistem”. Se poate utiliza şi reprezentarea grafică a indicilor de impact calculaţi, prin histograme, denumite ecoprofile.

În acest fel se obţin concluzii parţiale privind impactul sistemelor de cogenerare asupra mediului:

• impactul ecologic al unui sistem de cogenerare comparativ cu producţiile separate;

• impactul ecologic comparativ al mai multor sisteme de cogenerare.

Deficienţele metodei de evaluare “impact cu impact”, al cărei grad de elocvenţă este dat şi de numărul de indicatori de impact consideraţi, se pot elimina prin aplicarea evaluării globale.

Evaluarea globală constă în traducerea în parametrii decizionali a rezultatelor calculelor indicatorilor de impact, pentru caracterizarea din punct de vedere ecologic a sistemelor de producere sau de consum a energiei, prin aprecierea metodelor matematice de analiză multicriterială, diferenţiate în special prin modul de formulare a rezultatelor obţinute, ceea ce impune alegerea metodei de analiză. Câteva exemple de astfel de metode sunt: LAEPSI (CARRE 97), FRENAL 99, ELECTREIS, [2].

Acest mod de evaluare este strict necesar în luarea deciziei pentru stabilirea soluţiei optime de alimentare cu energie, în cazul în care evaluarea “impact cu impact” nu reflectă informaţii complete privind impactul asupra mediului.

3. PRINCIPALELE TIPURI DE ECHIPAMENTE ENERGETICE CARE INTRĂ ÎN CATEGORIA TRANSFORMATORILOR DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC

3.1. MAŞINI ROTATIVE ANTRENATE

Orice maşină consumatoare de lucru mecanic poate fi antrenată de către un motor în două moduri :

• direct;

• prin intermediul unui sistem de adaptare şi transmisie a mişcării.

În cazurile în care motorul nu este compatibil cu maşina antrenată fie sub aspectul felului mişcării, fie sub aspectul parametrilor acesteia (cursă, viteză, turaţie, cuplu, etc), între cele două componente principale ale ansamblului, motorul şi maşina antrenată, apare în mod necesar şi o a treia, care are ca scop să le compatibilizeze pe primele două. Pentru fiecare dintre cele trei componente se poate defini câte un randament energetic, bilanţul energetic al ansamblului fiind descris prin intermediul unor relaţii de forma :

Pk2 = ηk∗Pk1 (3.1)

unde k = 1, 2, 3.

P11 > P12 > P21 > P22 > P31 > P32 (3.2)

P32 = P11 - ∆P1 - ∆P2 - ∆P3 (3.3)

Relaţiile de mai sus descriu bilanţul energetic al motorului (k = 1), al sistemului de adaptare şi transmisie (k = 2), al maşinii antrenate (k = 3) şi al ansamblului. Pentru fiecare dintre cele trei componente ale ansamblului, Pk1 este puterea sau energia intrată sau consumată iar Pk2 este puterea sau energia ieşită sau utilă. Diferenţa ∆Pk = (Pk1 - Pk2) reprezintă pierderea de putere sau de energie aferentă fiecăreia dintre cele trei componente ale ansamblului. Randamentul energetic al fiecăreia dintre componentele ansamblului ηk depinde de tipul şi caracteristicile componentei respective.

Motorul poate fi termic (turbină cu abur, turbină cu gaze, motor cu ardere internă) sau electric. Sistemul de adaptare/transmisie poate fi un cuplaj rigid sau elastic, un multiplicator sau un reductor de turaţie, un sistem bielă-manivelă, etc. Maşinile antrenate prezintă o mare diversitate, însă pot fi clasificate în funcţie de tipul mişcării, care poate fi rotativă sau lineară. De asemenea, în instalaţiile industriale moderne pot fi întâlnite ansambluri formate dintr-un singur motor şi o singură maşină antrenată şi sisteme alcătuite din mai multe maşini antrenate şi mai multe motoare de antrenare (staţii de pompe, staţii de compresoare, etc).

Sistemul alcătuit din motor, sistemul de adaptare şi transmisie a mişcării şi maşina antrenată nu funcţionează de obicei numai la o singură sarcină, ci într-un domeniu limitat de o sarcină minimă şi una maximă. Maşinile antrenate cele mai răspândite

Principalele tipuri de echipamente energetice 45

în instalaţiile industriale sunt maşinile rotative de tipul pompelor, ventilatoarelor şi compresoarelor. Caracteristica unei astfel de maşini este exprimată cu ajutorul relaţiei între debitul D şi înălţimea de pompare necesară ∆p, relaţie de tip polinomial :

∆p ≅ a + b∗D + c∗D2 + … (3.4)

unde a, b, c sunt constante pentru o maşină dată, funcţionând la o anumită turaţie. Randamentul energetic al acestor maşini depinde la rândul său de debitul pompat şi de turaţie. Aceste corelări sunt determinate de către constructor sau furnizor şi fac parte din documentaţia transmisă de către aceştia beneficiarilor.

3.2 SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

În instalaţiile industriale, procesele de transfer de căldură pot avea loc prin suprafaţă sau prin contact direct. Schimbătoarele de căldură prin suprafaţă sunt aparate statice în care evoluează două fluide (cunoscute şi sub denumirea de agenţi termici), dintre care unul cedează iar celălalt primeşte un flux de căldură. Schimbul de căldură este intermediat de un perete despărţitor, care poate fi alcătuit din materiale diferite şi poate avea diverse forme şi configuraţii. Peretele împiedică contactul direct între agenţii termici şi prin urmare transferul de substanţă între aceştia. Peretele despărţitor asigură şi separarea hidraulică între circuitele prin care evoluează cele două fluide.

Schimbătoarele de căldură prin contact direct constitue a doua categorie de aparate, care prezintă o mai mare diversitate de tipuri constructive. Contactul între agenţii termici nu duce în mod obligatoriu la amestecul acestora, ci doar la un schimb de masă într-un singur sens, având o pondere limitată sub aspect cantitativ şi aceasta numai în cazurile în care sunt îndeplinite condiţiile care stimulează schimbul respectiv (existenţa unui gradient activ de concentraţie, cei doi agenţi sunt faze diferite ale aceleaşi substanţe, etc).

Un schimbător de căldură este proiectat pentru o anumită situaţie, caracterizată prin câte un debit, o temperatură de intrare şi o temperatură de ieşire pentru fiecare dintre cei doi agenţi termici. Pentru această situaţie se calculează coeficientul global de schimb de căldură cu ajutorul căruia se determină prin calcul suprafaţa de schimb de căldură necesară şi deci dimensiunile aparatului. Această situaţie este cunoscută ca regim nominal sau regim de calcul. Toate celelalte regimuri în care se poate găsi aparatul pentru o anumită perioadă de timp sunt considerate regimuri nenominale.

Bilanţul termic şi condiţia de transfer a căldurii pentru oricare regim sunt exprimate cu ajutorul relaţiilor următoare :

Q1 = D1∗(h11 - h12) (3.5)

Q2 = D2∗(h22 - h21) (3.6)

Qx = k∗S∗∆tmd (3.7)


Q2 = ηsc∗Q1 (3.8)

Q1 este cantitatea de căldură sau puterea termică cedată de agentul termic primar, Q2 este cantitatea de căldură sau puterea termică preluată de agentul termic secundar, iar Qx este cantitatea de căldură transmisă prin intermediul peretelui despărţitor. Cantităţile de căldură schimbate sunt exprimate cu ajutorul entalpiilor specifice ale fiecăruia dintre cei doi agenţi termic şi anume hij, i = 1 pentru agentul termic primar, i = 2 pentru agentul termic secundar, j = 1 pentru secţiunea de intrare în aparat iar j = 2 pentru secţiunea de ieşire din aparatul schimbător de căldură.

Indicatorul de performanţă energetică de tip cantitativ caracteristic unui schimbător de căldură este coeficientul de reţinere a căldurii ηsc, care arată cât din căldura cedată de agentul termic primar se pierde şi cât este preluat de către agentul termic secundar. Ponderea pierderilor de căldură în raport cu cantitatea de căldură cedată de către agentul termic primar este influenţată semnificativ de nivelul de temperatură la care are loc transferul de căldură, de grosimea izolaţiei termice, de mărimea coeficientului global de schimb de căldură şi de tipul constructiv al aparatului (mai mult sau mai puţin compact). Coeficientul de reţinere a căldurii este în fapt un mod de exprimare a bilanţului energetic al aparatului în mărimi relative.

Funcţionarea unui schimbător de căldură prin suprafaţă în regimuri nenominale stabilizate poate fi estimată cu ajutorul metodei ε - NTU, care presupune cunoaşterea funcţiei ε = f (NTU, z, configuraţia de curgere) pentru tipul de schimbător analizat :

NTU = k∗S/Wmin (3.9)

z = Wmin/Wmax < 1 (3.10)

Eficienţa termică ε a unui schimbător de căldură este o caracteristică individuală a aparatului, caracterizat printr-o anumită concepţie constructivă şi o anumită schemă de circulaţie a agenţilor termici. Suprafaţa de schimb de căldură S este singurul invariant din aceste relaţii, aproape toate celelalte mărimi modificându-se mai mult sau mai puţin la funcţionarea într-un regim nenominal oarecare. În diverse tratate de specialitate funcţia ε = f (NTU, z, configuraţia de curgere) este de obicei disponibilă sub formă grafică, expresia sa analitică fiind disponibilă numai pentru configuraţiile fundamentale de curgere (echicurent şi contracurent).

Dacă premizele pe baza cărora un anumit regim de funcţionare este considerat nenominal sunt legate de abaterea cel puţin a unuia dintre parametrii (debit şi/sau temperatură), consecinţa unui astfel de regim este în mod necesar modificarea coeficientului de reţinere a căldurii şi deci a structurii bilanţului energetic al aparatului.


3.3 CAZANE RECUPERATOARE

În literatura de specialitate, cazanele recuperatoare sunt definite în diferite feluri, în funcţie de natura resursei energetice recuperabile valorificate pentru producerea căldurii.

Dacă resursa energetică valorificată este una combustibilă, cazanele recuperatoare nu se deosebesc de cele convenţionale, care consumă combustibili fosili solizi, lichizi şi gazoşi. Bilanţul energetic al acestora este în principiu identic.

Dacă resursa energetică recuperată este una termică, sub forma gazelor de ardere sau de proces, atunci cazanul recuperator nu este dotat cu instalaţie de ardere. Această categorie de cazane recuperatoare sunt în marea lor majoritate agregate alcătuite din una sau mai multe suprafeţe de schimb de căldură, înseriate pe partea ambilor agenţi termici. Ele se calculează şi se comportă ca un ansamblu alcătuit din mai multe schimbătoare de căldură înseriate.

Cazanele recuperatoare mixte, care valorifică potenţialul unei resurse energetice secundare termice dar sunt dotate şi cu instalaţii de ardere suplimentară, care nu intervine decât în anumite situaţii, se vor comporta în mod diferit în cele două situaţii. Astfel, în absenţa arderii suplimentare ele vor fi simple schimbătoare de căldură. În cazul arderii suplimentare, ele se vor comporta la fel ca şi cazanele convenţionale care consumă acelaşi tip de combustibil. Diferenţele importante între aceste cazane recuperatoare şi cazanele convenţionale sunt de natură constructivă. Sub aspectul bilanţului termic, diferenţa este determinată doar de natura comburantului (oxigen existent în exces în gazele de ardere sau de proces sau oxigen aflat în compoziţia aerului introdus special în acest scop).

3.4 CAZANE ENERGETICE CONVENŢIONALE DE ABUR ŞI APĂ FIERBINTE

Cazanele convenţionale sunt cele care consumă combustibili gazoşi, lichizi sau solizi, fiind deci dotate cu un focar şi cu celelalte instalaţii necesare pentru prepararea combustibilului şi aerului de ardere, ardere şi evacuarea tuturor produselor rezultate în urma arderii. Principalul produs al arderii, gazele de ardere, constituie agentul termic primar care cedează o mare parte din căldura lor sensibilă agentului termic secundar, care este după caz apa sau aburul. Transferul de căldură are loc prin intermediul mai multor suprafeţe de schimb de căldură înseriate.

Agregatul are în componenţa sa două mari subsisteme :

• circuitul apă - abur (traseul fluidului de lucru);

• circuitul aer - combustibil - gaze de ardere (traseul agentului termic primar).

Performanţele energetice ale unui cazan de abur sau de apă fierbinte sunt determinate de cel de-al doilea circuit, deoarece aici au loc fenomenele care influenţează semnificativ principalele pierderi de energie. Concepţia şi funcţionarea circuitului combustibil - aer - gaze de ardere are deci o influenţă


determinantă asupra randamentului energetic al oricărui cazan. Acesta, notat cu η, este definit cu ajutorul expresiei Q1 = η∗QC, unde QC reprezintă consumul de energie primară (cantitatea de căldură conţinută de combustibilul consumat sub formă de putere calorifică) iar Q1 reprezintă cantitatea de căldură utilă, preluată sub formă de căldură sensibilă şi/sau latentă de către debitul de abur sau apă fierbinte produs de cazan.

Un cazan energetic poate prezenta şase categorii de pierderi energetice legate de traseul combustibil - aer - gaze de ardere şi anume :

• pierderi prin căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din cazan Q2;

• pierderi datorate imperfecţiunii reacţiei de ardere a combustibilului Q3, al cărui efect constă în reducerea căldurii dezvoltate prin ardere şi a căror mărime este proporţională cu concentraţia şi cu puterea calorifică a unora dintre componentele amestecului de gaze de ardere (CO, H2, CH4, etc);

• pierderi asociate particulelor de combustibil solid sau lichid nearse sau arse incomplect Q4, care fie au căzut în pâlnia focarului şi au fost evacuate împreună cu zgura, fie s-au lipit de suprafeţele de schimb de căldură, fie au fost antrenate de gazele de ardere evacuate din cazan;

• pierderi de căldură prin pereţi în mediul ambiant Q5;

• pierderi prin căldura sensibilă a zgurii şi cenuşii evacuate din cazan Q6.

Singura pierdere de căldură asociată circuitului apă - abur este pierderea prin căldura sensibilă a purjei Qpj. Trebuie precizat faptul că nu toate cazanele de abur se purjează.

Bilanţul energetic al cazanului poate fi deci exprimat prin relaţia :

QC = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 + Qpj (3.11)

Dacă termenul principal Q1 include şi cantitatea de căldură conţinută de purja cazanului, el este considerat efectul util brut iar randamentul calculat cu relatia η = Q1/QC este numit randament brut. Dacă suma pierderilor include şi căldura conţinută de purja cazanului, randamentul energetic al cazanului este considerat net. Termenul Qpj este de obicei puţin semnificativ, mărimea sa fiind mai mică decât eroarea admisibilă de întocmire a bilanţului. Din acest motiv, el este neglijat în cele mai multe cazuri.

Comportarea cazanelor energetice convenţionale în alte regimuri de funcţionare decât acela de proiect sau de dimensionare depinde de tipul şi caracteristicile tehnice ale cazanului, de natura şi calitatea energiei primare (compoziţia, puterea calorifică şi structura combustibililor consumaţi simultan) dar şi de modul în care agregatul este exploatat, mai precis de calificarea operatorului şi nu în ultimul rând de calitatea şi sensibilitatea sistemului de comandă şi reglare.

Comportarea agregatului de cazan la sarcini nemominale sub aspectul performanţei energetice este exprimată prin variaţia randamentului energetic al cazanului cu sarcina sa utilă. Caracteristica energetică a unui cazan de abur sau de apă fierbinte,


exprimată în mărimi absolute, este o funcţie de forma QC = f(Q1) = Q0 + w∗Q1, coeficienţii Q0 şi w depinzând de natura, calitatea şi structura combustibilor consumaţi, de concepţia constructivă, de starea tehnică şi de calitatea exploatării cazanului în timpul măsurătorilor efectuate în scopul întocmirii bilanţului energetic.

Caracteristica energetică a cazanelor poate fi exprimată şi în mărimi relative, expresia ei analitică pentru fiecare dintre segmentele care o alcătuiesc este următoarea :

z = q + x∗(1 - q) (3.12)

unde z = QC/QCmax este consumul relativ de energie primară iar x = Q1/Q1

max este sarcina utilă relativă a cazanului. Consumul relativ de mers în gol q = Q0/QC

max = zmin corespunde situaţiei teoretice în care debitul de abur sau de apă fierbinte este egal cu zero. Pentru domeniul de sarcină utilă corespunzător unui singur segment aflat în alcătuirea caracteristicii energetice, variaţia randamentului cazanului în funcţie de sarcina sa utilă relativă x poate fi exprimată cu ajutorul relaţiei :

η = Q1/QC (3.13)

ηmax = Q1max/QC

max (3.14)

η = ηmax∗x/((q + x∗(1 - q)). (3.15)

Trebuie precizat faptul că, în cele mai multe cazuri, caracteristica energetică determinată cu ajutorul valorilor obţinute prin măsurători în intervalul cuprins între încărcarea maximă şi minimul tehnic, este formată dintr-un singur segment de dreaptă. Consumul relativ de mers în gol q poate fi cuprins între 0 şi 0,1 valoarea sa fiind sensibilă la calitatea reglajul sarcinii, în special a raportului aer - combustibil, care determină practic alura caracteristicii energetice şi deci performanţele tehnice ale cazanului.

Aceste concluzii sunt valabile şi pentru cazanele de apă fierbinte, a căror caracteristică energetică este alcătuită în general din două segmente de dreaptă. Acest fapt se datorează în special lărgimii mai mari a domeniului de funcţionare. Ele sunt concepute în aşa fel încât randamentul lor energetic să fie maxim la o sarcină parţială.

3.5 TURBINE CU ABUR

Principial, turbinele energetice cu abur sunt de două feluri, axiale şi radiale. În centralele electrice de termoficare proprii ale întreprinderilor industriale pot fi întâlnite în special turbine cu abur de tip axial, fie cu condensaţie pură, fie cu condensaţie şi una sau două prize reglabile, fie cu contrapresiune şi una sau două prize reglabile. Indiferent de tipul turbinelor axiale instalate în CET-urile proprii, toate aceste maşini au în comun domeniul limitat superior al puterii electrice nominale, care nu depăşeşte 12 MW. În cele mai multe cazuri, turbinele cu abur în cauză funcţionează la turaţie constantă şi antrenează un generator electric sincron.


Randamentul intern al oricărei turbine cu abur este determinat de pierderile de energie principale şi secundare ale treptei sau grupului de trepte. Pierderile de energie principale (în ajutaje, în palete şi prin energia cinetică reziduală) depind în bloc de debitul volumetric de abur prin turbină şi de căderea disponibilă de entalpie. Pierderile de energie secundare (prin frecări şi ventilaţie, scăpări interne de abur şi umiditate) se pot considera independente de sarcină în valoare absolută. În valoare relativă, ele cresc prin urmare hiperbolic cu scăderea debitului masic de abur admis.

Dacă se defineşte un corp convenţional de turbină cu abur ca fiind alcătuit dintr-o treaptă de reglare şi un grup de trepte de presiune nereglate, atunci se poate considera că orice turbină cu abur, cu condensaţie sau cu contrapresiune, cu sau fără prize reglabile de termoficare, este alcătuită dintr-unul sau mai multe corpuri convenţionale. Puterea electrică produsă la bornele generatorului antrenat de către un corp convenţional de turbină cu abur, luând în considerare randamentul intern al treptei de reglare ηiR, randamentul intern al grupului de trepte nereglare ηiP, randamentul mecanic ηm şi randamentul generatorului electric ηg, este dată de relaţia :

P = ηm∗ηg∗Σ D∗(HTR∗ηiR + HTP∗ηiP) (3.16)

În relaţia de mai sus, D este debitul de intrare în corpul de turbină convenţional, HTR este căderea disponibilă (teoretică) de entalpie pe treapta de reglare iar HTP este căderea disponibilă (teoretică) de entalpie pe grupul treptelor de presiune nereglate.

Atât la sarcina de calcul (nominală), cât şi la sarcinile nenominale, randamentul intern al corpului de turbină convenţional rezultă prin însumarea ponderată a efectelor treptei de reglare şi grupului treptelor nereglate. Randamentul intern al întregii turbine se determină prin însumarea efectelor fiecărui corp convenţional.

Performanţele turbogeneratorului la funcţionarea în regim nominal şi nenominal sunt influenţate de următorii factori :

• debitele de abur extrase din turbină prin prizele reglabile şi regenerative;

• modul de reglare a prizelor reglabile;

• modul de reglare a sarcinii turbinei cu abur;

• parametrii iniţiali şi finali ai aburului;

• factorul de recuperare datorat deplasării destinderii în sensul creşterii entropiei.

Caracteristica energetică putere termica intrată în ciclu (la cazanul de abur) - putere electrică la borne are o alură net lineară şi caracterizează procesul de conversie termoelectrică în întregime dar global, fără posibilitatea separării efectelor fiecăruia dintre factorii de influenţă. Acest tip de caracteristică este potrivit legăturii de tip bloc între un cazan şi o turbină. Pentru turbinele de abur alimentate dintr-o bară colectoare comună pe care debitează mai multe cazane de abur, indiferent de tipul lor (cu condensaţie pură, cu condensaţie şi una sau mai


multe prize reglabile, cu contrapresiune şi una sau mai multe prize reglabile, etc), este recomandabilă caracteristica energetică de tipul debit abur - putere la borne. Acest tip de caracteristică nu mai are din păcate o alură net lineară.

Pierderile de energie mecanică asociate maşinii (∆Pmg), exprimate prin produsul între randamentul mecanic şi randamentul generatorului electric sunt mai greu de determinat prin măsurători. Prelucrarea statistică a caracteristicilor turbinelor cu abur cu condensaţie a condus la stabilirea unei legături între puterea unitară nominală la borne şi randamentele turbogeneratorului. Astfel, pentru 5 < Pn < 100 MW randamentul mecanic în regim nominal ηmn şi randamentul generatorului electric în regim nominal ηgn se estimează cu relatiile :

ηmn = 0,965 + 0,025∗x - 0,005∗x2 (3.17)

ηgn = 0,935 + 0,045∗x - 0,01∗x2 (3.18)

unde x = lg(Pn). În lipsa unor date mai precise, recomandate de furnizorul sau de constructorul echipamentelor, pierderile respective pot fi estimate cu ajutorul acestor relaţii.

Turbinele de condensaţie sunt caracterizate prin parametrii ai aburului intrat în turbină şi cei ai aburului eşapat din turbină la condensator.

Turbinele de termoficare sunt caracterizate prin parametrii aburului intrat în turbină, ai aburului extras la priza reglabilă sau contrapresiune şi ai aburului eşapat din corpul de condensaţie al unei turbine cu condensaţie şi priză sau prize reglabile. Capacitatea unei turbine de termoficare poate fi exprimată prin puterea electrică maximă la borne într-un anumit regim de funcţionare şi prin sarcina termică maximă sau debitul maxim de abur extras la priza reglabilă sau eşapat dintr-o turbină cu contrapresiune.

Turbinele de termoficare de capacitate medie sau mică potrivite pentru CET având schema termică cu bare colectoare sau de ajutor, fără supraâncălzire intermediară, au parametrii iniţiali ai aburului viu 140 bar şi 540 °C, 90 bar şi 510 °C, 40 bar şi 450 °C.

3.6 TURBINE CU GAZE

O instalaţie de turbină cu gaze se compune din compresorul de aer, camera de ardere şi turbina propriu-zisă. Cele trei componente formează un ansamblu conceput şi furnizat ca atare. Parametrii de funcţionare care determină eficienţa energetică a unei ITG sunt raportul de comprimare, temperatura maximă a gazelor de ardere (la intrarea în turbină) şi turaţia. Acestora li se poate adăuga existenţa sau inexistenţa preâncălzirii regenerative a aerului comprimat (recuperarea internă de căldură).

Bilanţul energetic al unei ITG este exprimat prin relaţia :

QB = PE + QGE + ∆P + ∆Q (3.19)


În relaţia de mai sus, QB reprezintă puterea sau energia intrată în ciclu cu combustibilul sub forma puterii sale calorifice inferioare sau superioare, PE reprezintă puterea sau energia electrică produsă la bornele generatorului, QGE reprezintă cantitatea de căldură preluată de gazele de ardere eşapate din turbină, ∆P reprezintă pierderile de putere sau de energie mecanică iar ∆Q reprezintă pierderile directe de căldură ale agregatului. Randamentul energetic al ITG, care este în acelaşi timp şi randamentul de producere al energiei electrice la borne, se defineşte prin relaţia η = PE/QB.

Există două moduri fundamentale de reglare a sarcinii electrice a ITG, care pot fi combinate sau practicate separat :

a. modificarea debitului de combustibil la camera de ardere în condiţiile în care debitul de aer aspirat de compresor este determinat numai de temperatura aerului;

b. modificarea concomitentă şi corelată a debitului de combustibil şi a debitului de aer în scopul realizării unei anumite sarcini utile şi obţinerii unei anumite temperaturi a gazelor eşapate din turbină.

Termenii bilanţului energetic al ITG se pot calcula sau măsura. Pentru a calcula puterea produsă la borne în fucţie de debitul de combustibil sunt necesare valoarile efective ale exponenţilor adiabatici în funcţie de temperaturile şi presiunile la intrare şi la ieşire a gazelor comprimate sau destinse, valorile randamentelor interne ale CA şi TG, randamentul sau pierderile de putere mecanice, randamentul sau pierderile de putere ale generatorului electric şi pierderile directe de căldură ale agregatului.

În cazul instalaţiilor existente, o parte din mărimi se pot măsura direct (QB, PE) iar celelalte se pot calcula pe baza datelor măsurate. ∆P este singurul termen care nu se poate măsura direct şi nici nu se poate calcula pe baza datelor obţinute din măsurători decât în cazul dotării agregatului cu aparatură specială suplimentară de măsură. Acest termen se estimează pe seama caracteristicilor stabilite de constructor, conţinute în documentaţia de însoţire a furniturii.

Comportarea ITG la sarcini nenominale poate fi exprimată analitic sau grafic cu ajutorul caracteristicilor energetice. Una dintre variantele caracteristicii energetice a ITG constă din relaţia :

η = f(xP) = xP/(a + b∗xP) (3.20)

unde η este randamentul electric brut, xP este sarcina electrică relativă la borne iar a şi b sunt constante numerice corelate astfel încât a + b = 1. Valoarea constantelor este în special determinată de modul de reglare a sarcinii electrice. În principiu, a = 0,15 - 0,3.


3.7 MOTOARE CU ARDERE INTERNĂ

Motoarele cu ardere internă (MAI) avute în vedere în acest paragraf sunt cele utilizate pentru antrenarea unor maşini consumatoare de lucru mecanic (pompe, ventilatoare, compresoare, generatoare electrice, etc). Motoarele cu ardere internă pentru tracţiune nu fac obiectul cursului de faţă. MAI existente pe piaţă prezintă o mare diversitate sub aspectul capacităţii (puterii instalate), ciclului termic (doi timpi sau patru timpi), performanţelor (exces de aer, supraalimentare, etc). În ciuda diferenţele existente între diversele tipuri de motoare cu ardere internă, bilanţul energetic al oricărui MAI este exprimat prin relaţia :

QB = PE + QGE + QRT + ∆P + ∆Q (3.21)

În relaţia de mai sus, QB reprezintă puterea sau energia intrată în ciclu cu combustibilul sub forma puterii sale calorifice inferioare sau superioare, PE reprezintă puterea sau energia utilă (puterea sau energia electrică produsă la bornele generatorului antrenat, puterea la cuplajul între motor şi maşina antrenată, etc), QGE reprezintă cantitatea de căldură preluată de gazele de ardere eşapate din motor, QRT reprezintă cantitatea de căldură preluată de către apa de răcire tehnologică, ∆P reprezintă pierderile de putere sau de energie mecanică iar ∆Q reprezintă pierderile de căldură ale agregatului.

Randamentul energetic al MAI, care este în acelaşi timp şi randamentul de producere al energiei electrice la borne, se defineşte prin relaţia η = PE/QB.

Termenii bilanţului energetic al MAI se pot calcula sau măsura. Pentru a calcula puterea produsă la borne în fucţie de debitul de combustibil sunt necesare valoarile efective ale exponenţilor adiabatici în funcţie de temperaturile şi presiunile la intrare şi la ieşire a gazelor care evoluează în cilindru, toate punctele caracteristice ale ciclului, randamentul sau pierderile de putere mecanice, randamentul sau pierderile de putere ale generatorului electric şi pierderile directe de căldură ale agregatului.

Estimarea prin calcul a termenilor bilanţului este mult mai dificilă în cazul MAI decât în cazul ITG. În cazul instalaţiilor existente, o parte din mărimi se pot măsura direct (QB, PE) iar celelalte se pot calcula pe baza datelor măsurate. ∆P este singurul termen care nu se poate măsura direct şi nici nu se poate calcula pe baza datelor obţinute din măsurători decât în cazul dotării agregatului cu aparatură specială suplimentară de măsură. Acest termen se estimează pe seama caracteristicilor stabilite de constructor, conţinute în documentaţia de însoţire a furniturii.

Modul în care se repartizează căldura intrată cu combustibilul între termenii care ies din conturul de bilanţ este influenţat de caracteristicile tehnice ale MAI (numărul de timpi ai ciclului termic, volatilitatea combustibilului, presiunea aerului aspirat în motor, modul de antrenare a suflantei care asigură supraalimentarea, etc).


3.8 INSTALAŢII FRIGORIFICE ŞI POMPE DE CĂLDURĂ

Instalaţiile bazate pe ciclul termodinamic invers prezintă la răndul lor o mare diversitate. Pentru cele la care comprimarea este asigurată mecanic, bilanţul energetic este exprimat prin relaţia :

QSC = QSR + PCP (3.22)

în care QSC reprezintă puterea sau energia ieşită la sursa caldă a instalaţiei, QSR reprezintă puterea sau energia intrată la sursa rece a instalaţiei iar PCP puterea utilă preluată de către agentul frigorific în compresor.

Instalaţiile cu absorbţieconsumă atât energie termică cât şi energie mecanică. Bilanţul lor energetic este exprimat prin relaţia :

QSC = QSR + PP + Q0 (3.23)

În relaţia de mai sus Q0 reprezintă consumul de căldură al instalaţiei iar PP este consumul de energie mecanică pentru pomparea agentului frigorific.

3.9 ACUMULATOARE DE CĂLDURĂ

Acumulatoarele de căldură utilizează ca agent de stocare apa sub presiune şi o serie de substanţe organice şi anorganice acumulatoare sub formă de căldură sensibilă sau/şi latentă (sodă caustică, uleiuri termice, metale, amestecuri eutectice de săruri topite, etc).

Bilanţul energetic al oricărei instalaţii care asigură acumularea organizată de energie reflectă gradul în care energia introdusă este restituită. Indicatorul de performanţă energetică al unui astfel de acumulator este deci randamentul de restituţie, definit ca raportul între energia extrasă la descărcarea acumulatorului şi energia introdusă la încărcarea lui. Bilanţul energetic al unui acumulator este exprimat prin relaţia :

QI = QE + ∆Q (3.24)

QI reprezintă cantitatea de energie intrată, QE reprezintă cantitatea de energie ieşită iar ∆Q sunt pierderile energetice ale acumulatorului pe durata unui ciclu încărcare-descărcare.

Randamentul de restituţie se calculează cu relaţia η = QE / QI.

Trebuie subliniat faptul că în procesul de acumulare a căldurii, pe lângă pierderile de energie termică are loc şi o degradare exergetică a căldurii înmagazinate, care se exprimă prin reducerea nivelului ei termic.

În practica industrială se întâlnesc mai ales acumulatoarele cu apă sub presiune, care sunt de două feluri :

a. cu apă sub presiune la saturaţie (tip Ruths);

b. cu apă sub presiune subrăcită.

4. PRINCIPALELE TIPURI DE INSTALAŢII APARŢINÂND CATEGORIEI CONSUMATORILOR FINALI DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC

4.1 INSTALAŢII INDUSTRIALE PENTRU CONCENTRAREA SOLUŢIILOR DE SUBSTANŢE SOLIDE DIZOLVATE ÎN LICHIDE

Concentrarea termică (prin vaporizare) a unor soluţii de substanţe solide dizolvate în lichide constă în aducerea lor în stare de fierbere şi evaporarea unei părţi din solvent, care se îndepărtează. Ceea ce rămâne constitue o soluţie în care concentraţia substanţei dizolvate este mai mare decât în soluţia supusă vaporizării.

Bilanţul de masă al aparatului specializat (vaporizator) în care are loc operaţia de concentrare prin vaporizare se exprimă prin relaţiile :

G1∗b1 = G2∗b2 = Gsd (4.1)

G1 = G2 + W (4.2)

unde G1 este cantitatea de soluţie diluată, b1 concentraţia sa masică, G2 este cantitatea de soluţie concentrată, b2 concentraţia sa masică, W este cantitatea de vapori secundari (vapori de solvent degajaţi din soluţie) iar Gsd este cantitatea de substanţă dizolvată.

Necesarul de căldură al operaţiei şi deci şi al aparatului de concentrare prin vaporizare este dat de relaţia :

Q = G2∗i2 + (G1- G2)∗i" - G1∗i1 + ∆Q + ∆Qam (4.3)

unde i1 este entalpia soluţiei diluate, i2 este entalpia soluţiei concentrate, i" este entalpia vaporilor solventului eliminaţi din soluţie în timpul fierberii, ∆Q reprezintă pierderile directe de căldură ale aparatului iar ∆Qam reprezintă efectul variaţiei căldurii de amestec ca urmare a variaţiei concentraţiei soluţiei în aparatul de vaporizare. Datorită mărimii foarte mici a acestui ultim termen în comparaţie cu ceilalţi şi a dificultăţii determinării lui exacte, în cele mai multe cazuri el se neglijează.

Entalpiile i1 şi i2 depind de temperaturile t1 şi t2 şi de compoziţia soluţiilor în cele două stări (diluată şi concentrată) iar i" depinde de presiunea atmosferei aflate deasupra lichidului din aparatul de vaporizare. Entalpiile soluţiei în stare lichidă se calculează cu relaţia :

i = cso∗t (4.4)

unde t reprezintă temperatura soluţiei, exprimată în °C, iar căldura specifică la presiune constantă cso depinde de temperatura, presiunea şi de compoziţia soluţiei, exprimată prin concentraţia masică b :


cso = (1- b)∗csv + b∗csd (4.5)

csv fiind căldura specifică a solventului în stare pură iar csd căldura specifică a substanţei dizolvate în stare pură la temperatura de lucru.

Formula de calcul a căldurii specifice a soluţiei conduce la relaţia de recurenţă :

G1∗c1 = G2∗c2 + W∗csv (4.6)

Necesarul de căldură al operaţiei este asigurat prin alimentarea vaporizatorului cu un agent termic, care în marea majoritate a cazurilor este abur. Căldura consumată pentru operaţia de concentrare a soluţiilor se regăseşte într-o foarte mare parte în entalpia vaporilor secundari. Debitul de vapori secundari şi conţinutul său de căldură constitue o resursă energetică secundară care poate fi valorificată tot în operaţia de concentrare prin vaporizare, prin fracţionarea operaţiei în mai multe aparate înseriate, vaporii secundari generaţi de corpul precedent fiind utilizati ca agent termic primar pentru corpul următor.

Mai multe aparate de vaporizare înseriate alcătuiesc o linie de vaporizare. În practică, numărul de aparate înseriate este de obicei cuprins între trei şi şase.

Pentru o mai bună valorificare a căldurii intrate cu vaporii primari, o parte din vaporii secundari prelevaţi între corpuri sunt utilizaţi pentru preâncălzirea soluţiei diluate. O altă soluţie de valorificare a conţinutului de căldură al vaporilor secundari constă în comprimarea lor mecanică sau prin ejecţie şi utilizarea lor ca agent termic primar pentru acelaşi aparat de vaporizare din care provin.

4.2 INSTALAŢII DE USCARE INDUSTRIALE

Uscarea artificială este un procedeu mult mai rapid decât uscarea naturală, fiind rezultatul intensificării procesului de eliminare a umidităţii din material. O instalaţie de uscare convenţională se compune dintr-o incintă unde are loc uscarea propriu-zisă şi o serie de anexe care asigură circulaţia şi eventual încălzirea agentului de uscare, alimentarea cu energie de orice fel, evacuarea agentului de uscare purtător de umiditate, etc.

Sursa de căldură a instalaţiei poate să fie exterioară sau interioară în raport cu materialul umed. În cazul surselor exterioare, căldură se transmite materialului prin convecţie, conducţie sau radiaţie. În cazul surselor interne, un procedeu frecvent folosit este încălzirea dielectrică. Natura sursei şi modul de transmitere a căldurii influenţează concepţia instalaţiei de uscare şi consumul specific de energie realizat de aceasta. Instalaţiile de uscare industriale urmăresc să asigure simultan atât calitatea cerută materialului uscat cât şi o eficienţă energetică cât mai mare.

Comportarea materialelor în timpul uscării este diferită, în acest sens deosebindu-se două categorii de materiale. Materialele cu structură organizată în reţele cristaline, de natură anorganică, în care legăturile umidităţii cu materialul sunt slabe, prezintă valori reduse ale umidităţii de echilibru, migrarea umidităţii prin interiorul lor având loc sub acţiunea forţelor de greutate şi de tensiune superficială. Ponderea zonei de uscare cu viteză constantă este predominantă iar intensitatea


procesului depinde doar de intensitatea transferului de căldură.

Materialele cu structură fibroasă, poroasă, gelatinoasă, de natură organică, în care legătura umidităţii cu materialul este puternică, prezintă valori ridicate ale umidităţii de echilibru, migrarea umidităţii prin interiorul lor având loc prin difuzie. Ponderea zonei de uscare cu viteză constantă este mult mai mică sau aceasta lipseşte complect. În cazul forţării unei viteze de uscare prea mari, diferenţa între umiditatea straturilor superficiale şi umiditatea miezului poate provoca deteriorarea ireversibilă prin crăpare, răsucire, exfoliere. De aceea, viteza de uscare a acestor materiale este limitată iar intensitatea transferului de căldură nu trebuie să depăşească acest prag de suportabilitate.

Bilanţul de masă al incintei de uscare este exprimat prin relaţia :

G1 - G2 = w1G1 - w2G2 = L(x2 - x1) = ∆W (4.7)

unde G1 reprezintă debitul de material umed, G2 reprezintă debitul de material uscat, w1 este umiditatea relativă a materialului la intrarea în uscător, w2 este umiditatea relativă a materialului la ieşirea din uscător, L este debitul de aer uscat, x1 este umiditatea absolută a aerului la intrarea în uscător, x2 este umiditatea absolută a aerului la ieşirea din uscător iar ∆W este cantitatea de umiditate evacuată din material.

Bilanţul energetic al incintei de uscare permite determinarea necesarului de căldură pentru uscarea materialului :

Q = Qmat + Qvap + Qaer + Qtra + Qp (4.8)

Qmat = G2cm(θ2-θ1) (4.9)

Qvap = L(x2 - x1)(r + cvt2 - cwθ1) (4.10)

Qaer = L(t2 - t1)(ca + x1cv) (4.11)

Qtra = Gtractra(θt2 - θt1) (4.12)

Componentele necesarului de căldură pentru uscare sunt:

• căldura preluată de material Qmat;

• căldura preluată de umiditatea evacuată din material Qvap;

• căldura preluată de agentul de uscare Qaer;

• căldura preluată de instalaţia de transport a materialului prin uscător Qtra;

• căldura pierdută în mediul înconjurător Qp.

Mărimile care intră în componenţa relaţiilor de mai sus au următoarele semnificaţii: θ2 este temperatura materialului la ieşirea din uscător, θ1 este temperatura sa la intrarea în uscător, cm este căldura specifică a materialului ieşit din uscător, θt2 este temperatura instalaţiei de transport la ieşirea din uscător, θt1 este temperatura ei la intrarea în uscător, ctra este căldura specifică a instalaţiei de transport, t2 este temperatura aerului la ieşirea din uscător, t1 temperatura sa la intrarea în uscător, ca este căldura specifică a aerului uscat, cv este căldura specifică


a vaporilor de apă iar cw este căldura specifică a umidităţii în stare lichidă.

Mărimea necesarului de căldură al operaţiei este dată în cele mai multe cazuri de doi dintre cei cinci termeni, care se regăsesc sub forma conţinutului de căldură al debitului de agent de uscare care iese din incintă. Aceşti doi termeni sunt Qvap şi Qaer. Dacă primul este proporţional cu cantitatea de umiditate care trebuie evacuată, al doilea este proporţional cu debitul specific de aer. Mărimea debitului specific de aer depinde de natura materialului, de regimul de temperatură din incintă şi de tipul instalaţiei de uscare. Qaer poate fi considerată cea mai importantă pierdere de energie asociată operaţiei de uscare. Căldura preluată de aerul de uscare poate fi doar redusă dar nu anulată, deoarece anularea ei ar însemna eliminarea vectorului care transportă în exterior umiditatea evacuată din material. Eficienţa energetică a operaţiei de uscare depinde în primul rând de ponderea acestui termen. În al doilea rând, ea depinde de posibilitatea tehnică şi de rentabilitatea economică a recuperării căldurii sensibile şi latente conţinute de aerul umed care părăseşte incinta de uscare.

4.3 REACTOARE CHIMICE ŞI ÎNCĂLZITOARE

Categoria reactoarelor chimice, a încălzitoarelor şi a altor echipamente şi agregate similare acestora este una foarte largă, în care sunt cuprinse elemente care se caracterizează în special prin diversitate. Materiile prime şi materialele care sunt încălzite prezintă la rândul o mare diversitate. Din acest motiv, tratarea întregii categorii se limitează la generalităţi.

Forma de energie utilizată de această categorie de echipamente pentru procesele de încălzire poate fi energia electrică, energia termică provenind din exterior şi introdusă în interior prin intermediul unui agent termic sau energia termică generată în interior ca urmare a unor reacţii chimice exotermice.

Printre termenii bilanţului energetic al încălzitoarelor şi reactoarelor se evidenţiază efectele exo sau endotermice, căldurile latente de schimbare a stării de apariţie, precum şi alţi asemenea termeni asociaţi materiilor prime sau materialelor conţinute în încărcătură.

4.4 CUPTOARE CU COMBUSTIBIL

Bilanţul energetic al unui cuptor cu combustibil este asemănător din multe puncte de vedere bilanţului unui cazan care funcţionează pe acelaşi tip de combustibil. În multe cazuri, bilanţul energetic al cuptorului este mai complicat, deoarece pierderile de energie la un astfel de agregat sunt mai numeroase şi mai diversificate. Astfel, la cele cinci categorii de pierderi specifice cazanelor energetice se adaugă unele specifice doar cuptoarelor. Din această ultimă categorie fac parte pierderile de căldură şi/sau de gaze de ardere (în cazul suprapresiunii în incinta cuptorului) prin orificii, guri de vizitare şi uşi de încărcare-descărcare, pierderile de căldură cu apa de răcire, pierderile prin acumulare proprii activităţilor discontinue, etc.

5. EXEMPLE ŞI STUDII DE CAZ 5.1 BILANŢUL ENERGETIC AL UNUI SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ

ABUR-APĂ

Schimbătorul de căldură abur-apă este de tip orizontal, în contracurent, cu o suprafaţă de schimb de căldură S = 17,94 m2. Apa circulă prin ţevi, iar aburul condensează în spaţiul dintre ţevi; la ieşirea din aparat se evacuează condensat la saturaţie. Schimbătorul de căldură, de tip D55-OL-2 este alimentat cu abur de la centrala termică a întreprinderii şi asigură prepararea agentului termic pentru încălzirea incintelor în sezonul rece şi alimentarea cu căldură a unor consumatori în tot timpul anului.

Datele de construcţie ale schimbătorului sunt:

• numărul de tronsoane, n1=2;

• numărul de ţevi pe tronson, n=55;

• diametrul interior şi exterior al ţevii, di=16 mm, de=21 mm;

• diametrul interior al mantalei, Di=257 mm;

• grosimea peretelui mantalei, δm=8 mm;

• lungimea unui tronson, l=3 m.

Fiecare tronson al schimbătorului este de construcţie semielastică. Conturul de bilanţ cuprinde schimbătorul de căldură cu intrările şi ieşirile clor doi agenţi termici. Mărimile măsurate în vederea determinării elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.1.

Tabelul 5.1

Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Debitul de abur G1 kg/s 1,04 2. Temperatura aburului t´1 ºC 175 3. Presiunea aburului p´1 bar 6 4. Temperatura condensatului t´´1 ºC 158 5. Presiunea condensatului p´´1 bar 5,9 6. Debitul de apă G2 kg/s 18,55 7. Temperatura apei la intrare t´2 ºC 42 8. Presiunea apei la intrare p´2 bar 69 9. Temperatura apei la ieşire t´´2 ºC 4 10. Presiunea apei la ieşire p´´2 bar 3,87

Pe baza mărimilor măsurate, în tabelul 5.2 este prezentat modul de calcul al mărimilor intermediare şi al elementelor bilanţului termic al aparatului.


Tabelul 5.2

Mărimi intermediare calculate şi termenii bilanţului termic al aparatului Nr. Mărimea Simbol U. M. Mod de

determinare Valoare

1. Entalpia aburului i´1 kJ/kg tabele abur, i´1=f(t´1, p´1)

2794

2. Entalpia condensatului i´´1 kJ/kg tabele abur, i´´1=f(t´´1, p´´1)

670

3. Entalpia apei la intrare i´2 kJ/kg tabele abur, i´2=f(t´2, p´2)

175

4. Entalpia apei la ieşire i´´2 kJ/kg tabele abur, i´´2=f(t´´2, p´´2)

289

5. Debitul de căldură cedat Q1 KJ/s Q1=G1(i´1- i´´1) 2209 6. Debitul de căldură primit Q2 KJ/s Q2=G2(i´´2- i´2) 2114,7 7. Debitul de căldură pierdut în

mediul ambiant Qp KJ/s Qp=Q1-Q2 94,3

8. Coeficientul de reţinere a căldurii

ηr % ηr=Q2/Q1 0,9574

5.2 SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ APĂ-APĂ

Schimbătorul de căldură orizontal apă-apă, în contracurent, are suprafaţa de schimb de căldură S = 108,9 m2. Fluidul primar circulă prin ţevi, iar cel secundar în spaţiul dintre ţevi şi manta. Schimbătorul de căldură este de tip B-85-OL şi asigură prepararea agentului termic pentru încălzire spaţiilor, fiind montat într-un punct termic.

Datele de construcţie ale schimbătorului sunt:

• numărul de tronsoane, n1=6;

• numărul de ţevi pe tronson, n=85;

• diametrul interior şi exterior al ţevii, di=16 mm, de=21 mm;

• diametrul interior al mantalei, Di=309 mm;

• grosimea peretelui mantalei, δm=8 mm;

• lungimea unui tronson, l=4 m;

• secţiunea de trecere a fluidului prin ţevi, S1=0,0171 m2;

• secţiunea de trecere a fluidului între ţevi, S2=0,0453 m2.

Conturul de bilanţ cuprinde schimbătorul de căldură cu intrările şi ieşirile celor doi agenţi termici. Mărimile măsurate în vederea determinării elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.3.

Exemple şi studii de caz 61

Tabelul 5.3

Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Debitul de apă fierbinte G1 kg/s 21 2. Temperatura agentului primar la intrare t´1 ºC 95 3. Presiunea agentului primar la intrare p´1 bar 7,8 4. Temperatura agentului primar la ieşire t´´1 ºC 71 5. Presiunea agentului primar la ieşire p´´1 bar 7,31 6. Debitul de apă rece G2 kg/s 25,43 7 Temperatura agentului secundar la intrare t´2 ºC 53

.8. Presiunea agentului secundar la intrare p´2 bar 3,4 9. Temperatura agentului secundar la ieşire t´´2 ºC 72 10. Presiunea agentului secundar la ieşire p´´2 bar 3,08

Pe baza mărimilor măsurate, în tabelul 5.4 este prezentat modul de calcul al mărimilor intermediare şi al elementelor bilanţului termic al aparatului.

Tabelul 5.4

Mărimi intermediare şi elementele bilanţului termic al aparatului. Nr. Mărimea Simbol U. M. Mod de

determinare Valoare

1. Entalpia agentului primar la intrare

i´1 kJ/kg tabele apă, i´1=f(t´1, p´1)

398,2

2. Entalpia agentului primar la ieşire

i´´1 kJ/kg tabele apă, i´´1=f(t´´1, p´´1)

297,6

3. Entalpia agentului secundar la intrare

i´2 kJ/kg tabele apă, i´2=f(t´2, p´2)

222,1

4. Entalpia agentului secundar la ieşire

i´´2 kJ/kg tabele apă, i´´2=f(t´´2, p´´2)

301,58

5. Debitul de căldură cedat Q1 kJ/s Q1=G1(i´1- i´´1) 2112,6 6. Debitul de căldură primit Q2 kJ/s Q2=G2(i´´2- i´2) 2021,1 7. Debitul de căldură pierdut în

mediul ambiant Qp kJ/s Qp=Q1-Q2 91,43

8. Coeficientul de reţinere a căldurii

ηr % ηr=Q2/Q1 0,9567

5.3 BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII DE CONCENTRARE PRIN VAPORIZARE

Instalaţia de concentrare a laptelui este o instalaţie de vaporizare sub vid, în trei trepte. Temperatura de extragere (vaporizare) a apei din lapte este mai mică decât 100 ºC, laptele păstrându-şi nealterate toate calităţile.

Instalaţia se compune din trei corpuri care funcţioneazǎ sub vid. Vidul este asigurat cu ajutorul unor ejectoare cu abur. Circulaţia prin linia de vaporizare se face în echicurent. Vaporii secundari rezultaţi din ultimul corp sunt evacuaţi într-un condensator.


Preîncălzirea laptelui se realizează în trei trepte, agentul termic folosit fiind aburul secundar format în treptele de vaporizare şi aburul primar.

Agenţii termici utilizaţi în instalaţie sunt:

• abur de 8-9 bar pentru încălzirea şi realizarea (menţinerea) vidului în corpurile de vaporizare;

• apă de răcire pentru preluarea căldurii aburului secundar rezultat din corpul al treilea.

Procesul de fabricaţie fiind continuu, bilanţul se va întocmi pe unitatea de timp. Conturul de bilanţ în cazul instalaţiei de concentrare a laptelui are următoarele limite:

• pe partea agentului termic zona cuprinsă între intrarea aburului şi a apei de răcire şi ieşirea condensatului şi a apei de răcire;

• pe partea materiei prime zona cuprinsă între intrarea laptelui şi ieşirea concentratului.

Ecuaţia bilanţului material este:

ecdcabl DDDDD ++=+ [kg/h] (5.1)

unde Dl este cantitatea de lapte care intră în concentrator; Dab – consumul de abur; Dc – producţia de concentrat; Dcd – debitul de condensat evacuat; De – debitul de abur eşapat în atmosferă în amestec cu aerul.

Ecuaţia bilanţului termoenergetic este:

δ++++=++ QQQQQQQQ erecdcriabl [kW] (5.2)

unde Ql este debitul de căldură conţinut de lapte; Qab – debitul de căldură intrat cu aburul; Qri – debitul de căldură intrat cu apa de răcire; Qc – debitul de căldură ieşit cu concentratul; Qcd – debitul de căldură ieşit cu condensatul; Qre – debitul de căldură ieşit cu apa de răcire; Qe – debitul de căldură ieşit cu aburul eşapat; Qδ – pierderea de căldură în mediul ambiant.

Pentru calculul componentelor bilanţului termoenergetic, se utilizează următoarele formule:

( )

1003600plpllll

lcwcstDQ

+= [kW] (5.3)

unde: tl este temperatura iniţială a laptelui, ºC; wl – conţinutul de apă în lapte, %; sl – conţinutul de substanţă uscată în lapte, % (sl=100-wl); cpl – căldura specifică a substanţei uscate, kJ/(kg ºC); cp – căldura specifică a apei, kJ/(kg ºC).

3600/ababab iDQ = [kW] (5.4)

unde: iab este entalpia aburului, în kJ/kg, determinată în funcţie de presiunea pab şi temperatura tab ale aburului.


3600/iprri tcDQ = [kW] (5.5)

în care: Dr este debitul de apă de răcire, în kg/h; ti – temperatura apei de răcire la intrarea în condensator, în ºC.

( )

1003600pcplccc

ccwcstDQ

+= [kW] (5.6)

unde: tc este temperatura concentratului la ieşirea din instalaţia de concentrare, în ºC; sc – conţinutul de substanţă uscată în concentrat, în %; wc – conţinutul de apă în concentrat, în % (sc=100-wc).

c

llc w

wDD

−−

=100100

[kg/h] (5.7)

3600/cdcdcd iDQ = [kW] (5.8)

unde: icd este entalpia condensatului evacuat, în kJ/kg, determinată în funcţie de temperatura lui tcd.

3600/cprrc tcDQ = [kW] (5.9)

în care: tc este temperatura apei de răcire la ieşirea din condensator, în ºC.

3600/vapee iDQ = [kW] (5.10)

unde: ivap este entalpia la saturaţie a vaporilor eşapaţi în atmosferă, în kJ/kg.

( )∑ −=i

siii tSQ 0-3 t10 αδ [kW] (5.11)

în care: αi [W/(m2 ºC)] este coeficientul de convecţie în mediul ambiant de la suprafaţa Si cu temperatura tsi [ºC]; t0 este temperatura mediului ambiant, în ºC.

Mărimile măsurate în vederea calculării elementelor bilanţului material şi termoenergetic sunt prezentate în tabelul 5.5.

Pe baza mărimilor măsurate, în tabelele 5.6 şi 5.7 sunt prezentate mărimile intermediare calculate şi componentele bilanţului termoenergetic.

Indicii energetici specific ai instalaţiei sunt:

• consumul specific de abur:

8,1==c

abab D

Dd [kg abur/kg concentrat] (5.12)


Tabelul 5.5

Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului unei instalaţii de concentrare cu funcţionare continuă.

Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Debit lapte intrare D kg/h 6000 2. Temperatură lapte intrare t ºC 8 3. Conţinut apă în lapte wl % 91,5 4. Temperatură concentrat tc ºC 46 5. Conţinut apă în concentrat wc % 49 6. Presiune abur pab bar 8 7. Temperatură abur tab ºC 170 8. Debit abur Dab kg/h 1800 9. Debit apă răcire Dr kg/h 50000 10. Temperatură apă răcire intrare ti ºC 25 11. Temperatură apă răcire ieşire te ºC 38 12. Debit condensat Dcd kg/h 6450 13. Temperatură condensat tcd ºC 40 14. Temperatură mediu ambiant t0 ºC 20 15. Temperatură medie coloane de concentrare ts ºC 50 16. Suprafaţă coloane de concentrare S m2 390

Tabelul 5.6

Mărimi intermediare calculate în vederea întocmirii bilanţului instalaţiei de concentrare prin vaporizare.

Nr. Mărimea Simbol U. M. Mod de calcul

Valoare

1. Căldură specifică substanţă uscată cpl kJ/(kg K) tabele 2,51 2. Căldură specifică apă cp kJ/(kg K) tabele 4,18 3. Conţinut substanţă uscată în lapte sl % 100-wl 8,5 4. Conţinut substanţă uscată în

concentrat sc % 100-wc 51

5. Debit concentrat Dc kg/h (5.3.6) 1000 6. Entalpie abur iab kJ/kg tabele 2769 7. Entalpie condensat icd kJ/kg cptcd 167,2 8. Debit abur eşapat De kg/h (2.10) 350 9. Entalpie abur eşapat ivap kJ/kg tabele 2675 10. Cantitatea de apă extrasă din lapte

prin concentrare W kg/h Dl-Dc 5000

11. Coeficient convecţie de la suprafaţa coloanelor la mediul ambiant

α W/(m2 K)

40s tt2,2 −

5,15


Tabelul 5.7

Bilanţul termoenergetic al instalaţiei de concentrare prin vaporizare cu funcţionare continuă.

Căldură intrată Căldură ieşită Denumire kW % Denumire KW %

Ql 53,84 1,86 Qc 42,53 1,47 Qab 1384,50 47,91 Qcd 299,57 10,37 Qri 1451,39 50,23 Qre 2206,11 76,34

Total intrat 2889,73 100,00 Qe 260,07 9,00 Qδ 60,52 2,08 Total ieşit 2868,53 99,26 Eroare 21,2 0,73

• consumul specific de căldură pe unitate de produs:

49823600

==c

abc D

Qq [kJ/kg concentrat] (5.13)

• consumul specific de căldură pentru eliminarea 1 kg de apă din produs:

84,9963600==

WQq ab

w [kJ/kg apă] (5.14)

5.4 BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNUI REACTOR CHIMIC DE JOASĂ TEMPERATURĂ

Reactorul de tip basculant, încălzit cu abur în manta, este utilizat în industria cosmetică.

Reactorul are forma cilindrică cu manta dublă în care se introduce agentul de încălzire (aburul). Vasul interior est prevăzut cu un dispozitiv de agitare, în vederea omogenizării amestecului de materii prime introduse. Procesul tehnologic de elaborare a şarjei are următoarele faze :

• umplerea vasului interior cu materii prime, în absenţa încălzirii;

• încălzirea vasului interior şi a materiei prime pentru fierberea şi omogenizarea amestecului, care rezultă în stare lichidă. În finalul procesului de încălzire în reactor se mai introduce o cantitate de materie primă (grăsime) încălzită în exterior;

• golirea aparatului şi pregătirea sa pentru şarja următoare.

Ecuaţia bilanţului termic al aparatului este:

acmactvapmmab QQQQQQQQ +++++=+ 21 [kJ/şarje] (5.15)

unde: Qab este cantitatea de căldură introdusă cu aburul; Qm1, Qm2 – cantităţile de căldură introduse cu materiile prime, respectiv ieşite cu produsul final; Qvap – cantitatea de căldură ieşită cu vaporii degajaţi din şarje în urma fierberii; Qt –


cantitatea de căldură necesară topirii materialelor solide; Qc – cantitatea de căldură ieşită cu condensatul; Qma – cantitatea de căldură pierdută în mediul ambiant; Qac – cantitatea de căldură acumulată în masa reactorului.

Bilanţul a fost întocmit pentru o şarjă caracteristică. Valorile măsurate pentru materiile prime introduse, respectiv pentru produsul finit, sunt prezentate în tabelul 5.8.

Tabelul 5.8

Materii prime introduse în reactor Cantitate,

Gm Căldură specifică,

cp Căldură latentă

de topire, rt Temperatură de intrare, tm

Nr.

Materia primă

kg kJ/(kg ºC) kJ/kg ºC 1. Apă 50 4,18 - 18 2. Material solid 1 9 2,80 65 20 3. Material solid 2 5 2,40 135 20 4. Material solid 3 155 0,90 260 21 5. Material lichid 16 2,30 - 110 6. Produs finit 200 1,96 - 108

Rezultatele măsurărilor efectuate pentru întocmirea bilanţului sunt prezentate în tabelul 5.9. Se menţionează că, datorită faptului că din reactor se elimină o emulsie apă-abur şi nu condensat, a fost necesar să se măsoare titlul acestei emulsii utilizând calorimetru.

Tabelul 5.9

Rezultatele măsurărilor Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Cantitatea de abur Gab Kg 110 2. Presiunea aburului pab Bar 2 3. Temperatura aburului tab ºC 12 4. Titlul emulsiei apă-abur evacuată din reactor x - 0,25 5. Temperatura suprafeţei reactorului:

• fund • pereţi laterali

tp ºC 70

112 6. Suprafaţa exterioară a reactorului:

• fund • pereţi laterali

S1 S2

m2 m2

0,56 1,5

7. Greutatea reactorului Gr Kg 250 8. Temperatura iniţială a masei ractorului tri ºC 22 9. Temperatura mediului ambiant T0 ºC 26 10. Durata şarjei Τ Ore 1

Calculele de determinare a elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.10, iar rezultatele sunt sintetizate în tabelul 5.11.


Tabelul 5.10

Calculul elementelor bilanţului termic Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Entalpia aburului iab kJ/kg 2707 2. Căldura introdusă cu aburul Qab kg/şarjă 297,8 * 103 3. Căldura introdusă cu materia

primă Qm1 kg/şarjă 11,5 * 103

4. Căldura ieşită cu produsul finit Qm2 kg/şarjă 42,3 * 103 5. Căldura necesară topirii

materiilor prime Qt kg/şarjă 41,6 * 103

6. Cantitatea de apă evaporată din şarjă

W kg 35

7. Căldura necesară vaporizării apei din şarje

Qvap kg/şarjă 90,7 * 103

8. Entalpia condensatului ic kJ/kg 504,8 9. Căldura latentă de condensare

a aburului rab kJ/kg 2202

10. Căldura ieşită cu condensatul (emulsie apă-abur)

Qc kg/şarjă 116 * 103

11. Coeficientul de convecţie de la pereţii reactorului la mediul ambiant: • de la fluidul reactorului • de la suprafaţa laterală

α1 α2

W/(m2 K) W/(m2 K)

10,6 14,2

12. Pierderile de căldură în mediul ambiant

Qma kg/şarjă 7,5 * 103

13. Căldura acumulată în zidărie Qac kg/şarjă 12,2 * 103

Tabelul 5.11

Elementele bilanţului termic Căldura intrată kJ/şarjă % Căldură ieşită kJ/şarjă %

Q´ab 297,8 * 103 96,3 Qm2 42,3 * 103 13,7 Q´m1 11,5 * 103 3,7 Qt 41,6 * 103 13,5 Q´l 309,3 * 103 100 Qvap 90,7 * 103 29,3

Qc 116 * 103 37,5 Qma 7,5 * 103 2,4 Qac 12,2 * 103 3,9 Eroare -1 * 103 -0,3 Qc 309 * 103 100

Randamentul termic al procesului se poate defini cu relaţia:

100ccab

ut QQ

Q−

=η [%] (5.16)

unde: Qu este căldura utilă care se calculează cu relaţia:

tvapmu QQQQ ++−= m12 Q [kJ/şarje] (5.17)

Qcc este căldura returnată cu condensatul la cazanele care furnizează aburul:


ccab

cc iDQ = [kJ/şarje] (5.18)

icc este entalpia condensatului returnat , în kJ/kg.

Cu toate că din reactor se evacuează o emulsie apă-abur, aceasta condensează pe conductele de legătură până la vasul de colectare a condensatului, astfel încât la cazare se returnează numai condens la saturaţie. Rezultă:

310*5,558,504*110 ==ccQ kJ/şarje (5.19)

Randamentul termic rezultă :

( ) 8,2155,58,297

1013,529,33,77,13 3

=−

++−=ηt % (5.20)

5.5 BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII DE USCARE CU PULVERIZARE

Instalaţia asigură producere laptelui praf, având o capacitate de 1000 kg/h produs finit. Agentul termic utilizat în procesul de uscare este abur. Turnul de uscare este prevăzut la partea superioară cu o instalaţie de pulverizare a laptelui concentrat, cu o baterie de aer cald şi cu o gură de admisie cu filtre pentru aerul de uscare. Pulverizarea laptelui concentrat se face cu un atomizor care funcţionează pe principiul pulverizării centrifugale. Bateria de aer cald este formată din ţevi prin care circulă aburul care condensează, iar printre ţevi, aerul care se încălzeşte.

Turnul de uscare funcţionează pe principiul curentului de antrenare, aerul cald venind în contact cu laptele concentrat în momentul în care acesta a fost pulverizat şi conţine o mare cantitate de apă. În consecinţă, în perioada iniţială are loc o răcire imediată a aerului datorită evaporării puternice a apei din lapte.

În continuare, uscarea are loc în turn la temperatura moderată, pentru a se evita încălzirea excesivă a laptelui praf şi modificarea proprietăţilor lui organoleptice. Laptele praf se colectează în pâlnia inferioară a turnului cu un raclet rotitor şi se evacuează printr-un sistem pneumatic.

Aerul cald, cu un conţinut mărit de umiditate şi lapte praf antrenat, este extras şi introdus într-un ciclon unde are loc o a doua separare şi colectare a laptelui praf. Laptele colectat în turnul de uscare şi în ciclonul separator este transportat pneumatic de un curent de aer rece, care răceşte produsul, într-un ciclon de separare finală.

Aerul cald din primul ciclon şi aerul rece din al doilea ciclon sunt evacuate în atmosferă de un ventilator de aer.

Conturul de bilanţ, în cazul instalaţiei de lapte praf, are următoarele limite :

• pentru materia prelucrată: zona cuprinsă între intrarea laptelui concentrat şi ieşirea prafului din al doilea ciclon separator;


• pentru agentul termic şi de transport: zona cuprinsă între intrarea aburului, aerului de uscare şi aerului de transport şi evacuarea aerului şi condensatului (vezi fig. 5.1).

Regimul de funcţionare al instalaţiei este corelat cu cel al instalaţiei de concentrare a laptelui, care furnizează materia primă, funcţionarea fiind de regulă în tandem. Între două opriri instalaţia funcţionează practic la sarcină constantă, ceea ce permite elaborarea bilanţului pe unitatea de timp.

Ecuaţia bilanţului termic este:

δ+++=++ QQQQQQQ aecdpaiabc [kW] (5.21)

unde: Qc este căldura fizică a laptelui concentrat; Qab – căldura aburului de încălzire; Qai – căldura fizică a aerului de uscare şi transport intrat în instalaţie; Qp – căldura sensibilă a laptelui praf; Qcd – căldura condensului evacuat din instalaţie; Qae – căldura aerului umidificat evacuat din instalaţie; Qδ – căldura pierdută în mediul ambiant.

Pentru calculul componentelor bilanţului termic se utilizează următoarele relaţii:

3600/ccc iDQ = [kW] (5.22)

unde: Dc este cantitatea de lapte concentrat prelucrată orar, în kg/h; ic – entalpia laptelui concentrat, în kJ/kg, determinată cu relaţiile:

cpcc tci = [kJ/kg] (5.23)

( )100

1pccpc cwcsc += δ [kJ/(kg ºC)] (5.24)

unde: cpc este căldura specifică a laptelui concentrat, în kJ/(kg ºC); tc – temperatura laptelui concentrat, în ºC; sc – conţinutul de substanţă uscată (SU) în laptele concentrat, în %; wc – conţinutul procentual de apă în laptele concentrat, în %; (sc + wc=100); cp – căldura specifică a apei, în kJ/(kg ºC); cδ – căldura specifică a substanţei uscate, în kJ/(kg ºC).

3600/ababab iDQ = [kW] (5.25)

unde: Dab este consumul orar de abur, în kg/h; iab – entalpia aburului, în kJ/kg, determinată în funcţie de presiunea pab şi temperatura tab ale aburului.

3600/aiaai iDQ = [kW] (5.26)

unde: Da este debitul de aer uscat introdus în instalaţi, în kg a.u./h; iai – entalpia aerului aspirat din atmosferă, în kJ/kg a.u.

i

a xVD+

ρ=

1 [kg a.u./h] (5.27)

unde: V este debitul de aer aspirat, în m3/h; ρ – densitatea aerului umed, în kg/m3; xi – umiditatea absolută a aerului aspirat, în kg/kf a.u.


siib

siii pp

px

ϕ−ϕ

=100

622,0 [kg/kg a.u.] (5.28)

unde: φi este umiditatea relativă a aerului aspirat, în %; psi – presiunea de saturaţie a vaporilor de apă în aer la temperatura ti, în N/m2; pb – presiunea barometrică, în N/m2.

i

i

i

b

xx

Tp

6,4612871++

=ρ [kg/m3] (5.29)

unde: Ti este temperatura arului aspirat, în K.

( )iiii txti 863,12500006,1 ++= [kJ/kg a.u.] (5.30)

3600/ppp iDQ = [kW] (5.31)

unde: Dp este cantitatea de lapte praf realizată orar, în kg/h; ip – entalpia laptelui praf (vezi şi 5.23 şi 5.24), în kJ/kg; ip = cpp * tp sau:

( )pppp

p cwcst

i +δ100 [kJ/kg] (5.32)

unde: tp este temperatura laptelui praf la ieşirea din instalaţie, în ºC; sp – conţinutul procentual de SU în laptele praf, în %; wp – conţinutul procentual de apă în laptele praf, %.

3600/cdcdcd iDQ = [kW] (5.33)

unde: Dcd este debitul de condensat evacuat, în kg/h; icd – entalpia condensatului, în kJ/kg.

3600/aeaae iDQ = [kW] (5.34)

( )eeeae txti 803,12500006,1 ++= (5.35)

c

pc

a

cie w

wwDD

xx−

−+=

100 [kg/kg a.u.] (5.36)

unde: iae este entalpia arului evacuat, în kJ/kg a.u.; te – temperatura aerului evacuat, în ºC; xe – umiditatea absolută a aerului evacuat, în kg/kg a.u.

( ) ( )iaccittt ttSttSQ −α+−α= −−δ

33 1010 [kW] (5.37)

unde: αt, αc sunt coeficienţi de convecţie d la suprafaţa turnului, respectiv ciclonului sparator, la mediul ambiant, în W/(m2 ºC); St, Sc – suprafeţele calde ale turnului, respectiv ciclonului, în m2; tt – temperatura medie a suprafeţei turnului, în ºC; ti – temperatura medie a suprafeţei ciclonului, în ºC.

Mărimile măsurate în vederea elaborării bilanţului termoenergetic sunt prezentate în tabelul 5.12.


Tabelul 5.12

Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Debit lapte concentrat Dc kg/h 1000 2. Temperatură lapte concentrat tc ºC 42 3. Conţinutul de apă în concentrat wc % 49 4. Debit lapte praf Dp kg/h 540 5. Temperatură lapte praf tp ºC 26 6. Conţinut de apă în lapte praf wp % 4,3 7. Presiune abur p Bar 9,6 8. Debit de abur consumat Dab kg/h 2563 9. Temperatură aer aspiraţie ti ºC 20

10. Umiditate relativă aer intrare φi % 72 11. Debit volumetric aer aspirat V m3/h 45900 12. Temperatură aer evacuare te ºC 73 13. Debit condensat Dcd kg/h 2563 14. Titlul condensatului evacuat xcd - 0,12 15. Temperatură medie turn tt ºC 60 16. Temperatură medie ciclon tci ºC 45 17. Suprafaţă caldă turn St m2 280 18. Suprafaţă caldă cicloane Sc m2 150

Mărimile calculate care intervin în componentele bilanţului sunt prezentate în tabelul 5.13.

Tabelul 5.13

Mărimile calculate în vederea întocmirii bilanţului Nr. Mărimea Simbol U. M. Mod de calcul Valoarea 1 2 3 4 5 6 1. Căldura specifică substanţă

uscată cδ kJ/(kg ºC) Tabele 2,51

2. Căldura specifică lapte concentrat

cpc kJ/(kg ºC) (5.5.4) 2,32

3. Căldură specifică lapte praf cpp kJ/(kg ºC) (5.5.4) 2,58 4. Entalpie concentrat ic kJ/kg (5.5.3) 139,44 5. Entalpie lapte praf ip kJ/kg (5.5.12) 67,08 6. Entalpie abur iab kJ/kg Tabele în

funcţie de pab şi tab

2777

7. Umiditatea absolută aer aspirat

xi kg/kg (5.5.8) 0,0105

8. Densitatea arului umed aspirat ρ kg/m3 (5.5.9) 1,196 9. Debit aer aspirat Da kg an/h (5.5.7) 54326

10. Entalpie aer aspirat ii kJ/kg an (5.5.10) 46,76 11. Entalpie condensat icd kJ/kg i´ + xcd * r

i´ – ental. la satur., r – căld. lat. De vapor.

997,4

12. Entalpia aer evacuare ie kJ/(kg an) (5.5.15) 126,98


continuarea tabelului 5.13 1 2 3 4 5 6

13. Umiditate absolută ar evacuat xc kg/(kg an) (5.5.16) 0,0203 14. Coeficient mediu de convecţie

de la: suprafaţa turnului suprafaţa ciclonului

αt αc

W/(m2 ºC) W/(m2 ºC)

4

it tt2,2 −

4ici tt2,2 −

5,53 4,92

15. Entalpie vapori secundari ivap kJ/kg Tabele 2675

Structura bilanţului termoenergetic este prezentată în tabelul 5.14.

Tabelul 5.14

Bilanţul termoenergetic al instalaţiei de producere a laptelui praf Debite de căldură intrate Debite de căldură ieşite

Denumirea [kW] [%] Denumirea [kW] [%] Qe 38,73 1,42 Qp 10,06 0,37 Qab 1977,07 72,65 Qcd 710,09 26,09 Qai 705,63 25,93 Qae 1916,20 70,41

Total 2721,43 100,00 Q 80,39 2,95 Total 2716,74 99,82 Eroare 4,69 0,18

Indicii energetici specifici ai instalaţiei sunt:

• randamentul de utilizare a căldurii:

100cdab

uc QQ

Q−

=η [%] (5.38)

Considerând utilă căldura sensibilă a laptelui praf şi căldura necesară evaporării apei din conţinut, rezultă:

( )

3600100cpvap

c

pccpu

tciwww

DQQ−

−

−+= [kW] (5.39)

unde: ivap este entalpia vaporilor formaţi din apa vaporizată din concentrat, în kJ/kg.

• consumul specific de căldură pentru evacuarea 1 kg apă din produs:

( )( )

( )pcc

ccdabw wwD

wQQQ−

−−=

1003600 [kJ/kg] (5.40)

• consumul specific de căldură pentru obţinerea 1 kg lapte praf:

( )

p

cdabp D

QQq −=

3600 [kJ/kg] (5.41)

• consumul specific de abur pentru 1 kg lapte praf:


p

abp D

Dd = [kg/kg] (5.42)

Indicii specifici sunt prezentaţi în tabelul 5.15.

Tabelul 5.15

Indicii energetici specifici ai instalaţiei de producere a laptelui praf Nr. Denumire Simbol U. M. Valoare 1. Randamentul de utilizare a căldurii ηc % 40,3 2. Consum specific de căldură pentru evacuarea 1 kg apă

din produs qw kJ/kg 5204

3. Consum specific de căldură pentru obţinerea 1 kg lapte praf

qp kJ/kg 4561

4. Consum specific de abur pentru 1 kg lapte praf Qp kg/kg 4,75

5.6 BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNEI RAME DE TERMOFIXAT

Instalaţia analizată asigură uscarea şi termofixarea materialelor textile din relon cu ajutorul aerului în amestec cu gazele de ardere. Gazele de ardere sunt obţinute prin arderea directă în instalaţie a combustibilului gazos. Procesul tehnologic de fabricaţie al produselor textile cuprinde şi faza de uscare şi termofixare a acestora. În acest scop se utilizează ca agent de uscare gaze de ardere diluate (amestecate cu aer), astfel încât se realizează o temperatură maximă de 170 ºC, la uscare şi 190 ºC, la termofixare.

Instalaţia cuprinde patru câmpuri de încălzire, fiecare câmp având un arzător de gaze combustibile şi un ventilator de aer, pentru a realiza circulaţia amestecului în spaţiul respectiv. Amestecul aer-gaze arse este evacuat printr-un canal comun celor patru câmpuri de încălzire cu ajutorul unui exhaustor.

Bilanţul energetic se întocmeşte pentru faza de termofixare a unui material textil.

Conturul de bilanţ cuprinde întreaga instalaţie, între intrarea şi ieşirea materialului textil, pe de o parte, şi între introducerea combustibil-aer şi evacuarea gazelor arse (în amestec cu aerul) la coş.

Procesul de fabricaţie fiind continuu, bilanţul se va întocmi pe unitatea de timp.

Ecuaţia bilanţului material este :

WGG += 21 [kg/h] (5.43)

unde: G1, G2 sunt cantităţile de material umed la intrarea, respectiv la ieşirea din ramă; W – cantitatea de apă eliminată din material în timpul procesului de uscare.

21212211 ;; WWGGWWGGWGG usus −=−=+=+= (5.44)

unde: W1, W2 sunt umidităţile absolute ale materialului la intrarea, respectiv la ieşirea din instalaţie; Gus – cantitatea de material absolut uscat, în kg/h.


Ecuaţia bilanţului termic este:

QQQQQQQQQQQ ptvaplmltfcccm ∆+++++=++++ 222111 [kW] (5.45)

unde: Qm1, Qm2 reprezintă debitele de căldură intrate, respectiv ieşite cu materialul; Qcc – debitul de căldură obţinut prin arderea combustibilului; Qfc – căldura fizică a combustibilului; Qt1, Qt2 – debitele de căldură intrate, respectiv ieşite din contur cu instalaţia de transport a materialului; Ql1, Ql2 – debitele de căldură intrate şi ieşite cu aerul şi gazele arse; Qvap – debitul de căldură conţinut de vaporii formaţi prin vaporizarea umidităţii; ΔQ – alte pierderi, inclusiv eroarea de închidere a bilanţului; Qp – pierderile de căldură prin pereţi şi neetanşietăţi.

Pentru calculul elementelor bilanţului termic se utilizează următoarele formule :

( )

360011

1θ+

= amusm

cWcGQ [kW] (5.46)

unde: cm, ca sunt căldura specifică a materialului absolut uscat, respectiv a apei, în kJ/(kg ºC); θ1 – temperatura materialului la intrare, în ºC.

3600

icc

BHQ = [kW] (5.47)

unde: B este consumul orar de combustibil al ramei, în m3N/h; Hi – puterea calorică

inferioară a combustibilului, în kJ/m3N (combustibilul folosit este gazul metan cu

Hi = 35500 kJ/m3N).

3600

cfc

BiQ = [kW] (5.48)

unde: ic este entalpia combustibilului, în kJ/m3N.

3600/11 tttt tcGQ = [kW] (5.49)

unde: ct este căldura specifică a dispozitivelor de transport ale materialului, în kJ/(kg ºC); tt1 – temperatura dispozitivelor de transport la intrare, în ºC; Gt – cantitatea orară a dispozitivelor de transport.

1

111 3600ρ

=iLQ [kW] (5.50)

unde: L1 este debitul orar de aer introdus în ramă, în kg/h; i1 – entalpia aerului la intrare, kJ/kg.

( )

360022 θ+

= amusme

cWcGQ [kW] (5.51)

unde: θ2 este temperatura materialului la ieşire, ºC.

2

222 3600ρ

=iLQ [kW] (5.52)


unde: L2 este debitul orar de amestec aer-gaze arse, evacuat din instalaţie, în kg/h; i2 – entalpia amestecului (gaze arse-aer) la ieşire, în kJ/m3

N.

3600

22

tttt

tcGQ = [kW] (5.53)

unde: tt2 este temperatura dispozitivelor de transport la ieşire, în ºC.

tSQ p ∆α= [kW] (5.54)

unde: α este coeficientul mediu de schimb de căldură între pereţii instalaţiei şi mediul ambiant, în kW/(m2 ºC); S – suprafaţa totală exterioară a instalaţiei, în m2; Δt – diferenţa între temperatura medie a peretelui exterior şi temperatura mediului ambiant.

36003600

vapvapvapvap

WiiGQ == [kW] (5.55)

unde: ivap este entalpia vaporilor supraîncălziţi formaţi din apa vaporizată din material, în kJ/kg.

Mărimile măsurate în vederea determinării elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.16.

Tabelul 5.16

Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1. Debitul de combustibil B m3/h 59,8 2. Temperatura combustibilului tc ºC 16 3. Temperatura aerului t1 ºC 21 4. Umiditatea relativă a aerului φ1 % 48 5. Temperatură material intrare θ1 ºC 26 6. Umiditate material intrare w1 % 37 7. Viteza de deplasare a materialului vm m/min 10 8. Densitatea materialului la ieşire ρm kg/ml 0,285 9. Temperatură material ieşire θ2 ºC 166

10. Umiditate material ieşire w2 % 2 11. Tipul articolului - AVRIG-140

poliester 12. Temperatura gazelor la ieşire t2 ºC 192 13. Analiza chimică a gazelor evacuate CO2

O2 CO

% % %

2,2 17,0

- 14. Debit dispozitive de transport Gt kg/h 12000 15. Temperatură intrare dispozitive de transport tt1 ºC 43 16. Temperatură ieşire dispozitive de transport tt2 ºC 162 17. Temperatura medie a pereţilor tp ºC 69 18. Suprafaţa exterioară a ramei S m2 144


Componentele principale ale bilanţului sunt sintetizate în tabelul 5.17.

Tabelul 5.17

Calculul elementelor bilanţului termic Nr. Mărimea Sim

bol U. M. Mod de calcul Valoarea

1 2 3 4 5 6 1. Cantitatea de material prelucrat Gm2 kg/h Gm2=60vmρm 171 2. Umiditatea evacuată din material W kg/h W=G2(w1-

w2)/(100-w1) 95

3. Cantitatea de material introdus Gm1 kg/h Gm1=Gm2+W 266 4. Umiditatea absolută a materialului

la intrare W1 kg/h W1=W1Gm1/10

0 98,4

5. Umiditatea absolută a materialului la ieşire

W2 kg/h W2=W2Gm2/100

3,4

6. Cantitatea de material iscat Gus kg/h Gus=Gm1-W1 167,6 7. Căldura specifică a materialului

uscat cm kJ/(kg ºC) tabele 1,36

8. Căldura introdusă cu materialul Qm1 kW (5.46) 4,62 9. Căldura chimică a combustibilului Qcc kW (5.47) 589,70

10. Entalpia combustibilului ic kJ/m3N ic=tccc 19,0

11. Căldura fizică a combustibilului Qfc kW (5.48) 0,32 12. Căldura specifică a dispozitivelor

de transport ct kJ/(kg ºC) tabele (oţel) 0,523

13. Căldura dispozitivelor de transport la intrare

Qt1 kW (5.49) 74,96

14. Volumul de aer necesar arderii combustibilului

Va m3N /m3

N Va=αaV0a=

αa(0,26* 10-3*Hi-0,25)

(αa=4,8)

43,16

15. Debitul de aer introdus în ramă L1 kg/h L1=VaBρ1 3337,2 16. Entalpia aerului i1 kJ/m3

N diagrama i-x, i=f(t1,φ1)

41,8

17. Căldura introdusă cu aerul Ql1 kW (5.50) 29,97 18. Căldura evacuată cu materialul Qm2 kW (5.51) 11,17 19. Volumul specific teoretic al

gazelor de ardere V0

gu m3N /m3

N V0gu=1/100*C

H4+0,79V0a

8,10

20. Volumul specific al gazelor de ardere umede

Vg m3N /m3

N Vg=V0gu+(α-

1)V0a

42,27

21. Debit orar de amestec aer-gaze L2 kg/h L2=BVg ρga 3268,4 22. Entalpia gazelor de ardere i2 kJ/m3

N tabele 267,7 23. Căldura evacuată cu gazele de

ardere Ql2 kW (5.52) 202,5

24. Căldura dispozitivelor de transport la ieşire

Qt2 kW (5.53) 282,4

25. Entalpia vaporilor supraîncălziţi evacuaţi din material

ivap kJ/kg ivap=r+cpvt2 cpv=1,863 kJ/(kg ºC)

2946,52


continuarea tabelului 5.17 1 2 3 4 5 6

26. Căldura vaporilor formaţi prin vaporizarea umidităţii din material

Qvap kW (5.6.13) 77,75

27. Coeficientul de transfer termic între pereţi şi mediul ambiant

α W/(m2 ºC) α=7,9084+0,0535tp

11,6

28. Căldura transmisă prin preţi Qp kW (5.6.12) 80,2 29. Pierderile de căldură prin

neetanşietăţi ΔQ kW (5.6.3) 45,55

Tabelul 5.18

Elementele bilanţului termic Debite de căldură intrate Debite de căldură ieşite

Denumirea [kW] [%] Denumirea [kW] [%] Qm1 4,62 0,66 Qm2 11,17 1,60 Qcc 589,70 84,29 Qt2 282,4 40,37 Qfc 0,32 0,05 Ql2 202,5 28,95 Qt1 74,96 10,72 Qvap 77,75 11,11 Ql1 29,97 4,28 Qp 80,2 11,46 QI 699,57 100,00 ΔQ 45,85 6,51 Qe 69957 100

Indicii specifici ai instalaţiei sunt:

• consumul specific de căldură

25.79843600266

02,590

1==

+=

m

fccc

GQQ

Q kJ/kg mat (5.56)

• randamentul termic al procesului:

100i

ut Q

Q=η [%] (5.57)

unde: Qu este debitul util de căldură.

Considerând căldura utilă pentru încălzirea materialului până la temperatura de termofixare, căldura necesară vaporizării umidităţii şi căldura preluată de dispozitivele de transport ale materialului, rezultă:

( ) ( )

( ) ( ) kWQQQQQQ ttvapmmu

19,29496,744,2822,8062,417,111212

=−++−=

=−++−= (5.58)

Se obţine:

05,4210057,69919,294

==ηt % (5.59)


• randamentul de utilizare a combustibilului, ηc, se calculează cu relaţia:

100cc

uc Q

Q=η [%] (5.60)

Rezultă:

89,4910070,58919,294

==ηc % (5.61)

5.7 BILANŢUL TERMIC AL UNUI CAZAN DE ABUR FOLOSIND COMBUSTIBIL LICHID

Cazanul tip Bloc-Abur funcţionează pe păcură, combustibil având puterea calorifică inferioară HI = 40700 kJ/kg şi compoziţia elementară Cl=87,02 %; Hl=9,5 %; Sl=0,98 %; Ol=2 %; W=0,5 %.

Cazanul BA-2 este un cazan cu tub de flacără şi cu trei drumuri de gaze de ardere. Principalii parametri funcţionali, conform cărţii tehnice sunt:

• debitul nominal: 2 t/h;

• presiunea nominală: 8 bar;

• temperatura aburului: conform presiunii de saturaţie;

• temperatura apei de alimentare: >40 ºC;

• temperatura gazelor la coş: 234 ºC;

• consum de combustibil: 142 kg/h;

• randament: 88 %.

Conturul de bilanţ include limitele fizice ale cazanului. Bilanţul termoenergetic s-a elaborat pentru unitatea de timp.

Ecuaţia bilanţului termic al cazanului este:

rcpchgafgauLafcchc QQQQQQQQQ ++++=+++ ,,,, [kW] (5.62)

unde: Qc,ch este căldura chimică a combustibilului; Qc,f – căldura sensibilă; Qa – căldura sensibilă a apei de alimentare şi a apei injectate în regulatorul de abur; QL – căldura sensibilă a aerului (inclusiv pătrunderile de aer fals) intrat în cazan; Qu – căldura utilă cuprinzând căldura aburului produs de cazan şi cea cedată supraîncălzitorului intermediar; Qga,f – căldura pierdută prin căldura sensibilă a gazelor de ardere, inclusiv căldura pierdută prin aburul de injecţie a combustibililor lichizi; Qga,ch – căldura pierdută prin arderea chimică incompletă; Qp – căldura pierdută prin apa purjată; Qrc – căldura pierdută către mediul ambiant datorită încălzirii suprafeţelor exterioare.

ichc BHQ =, [kW] (5.63)


unde: B este consumul de combustibil, în kg/s; Hi – puterea calorică inferioară a combustibilului, în kJ/kg.

cpcfc tBcQ =, [kW] (5.64)

unde: cpc este căldura specifică a combustibilului, în kJ/(kg ºC); tc – temperatura combustibilului, în ºC.

cpc tc 310*299,234,2849,3 −+ρ−= [kJ/(kg ºC)] (5.65)

pentru densitatea combustibilului ρ≥0,9 kg/dm3.

aaa iDQ = [kW] (5.66)

unde: Da este debitul de apă de alimentare, în kg/s; ia – entalpia apei de alimentare, corespunzătoare temperaturii apei de alimentare, ta, în kJ/kg.

LaevL iBVQ 0α= [kW] (5.67)

unde: αev este coeficientul echivalent de exces de aer măsurat la evacuarea gazelor de ardere; V0

a – volumul teoretic de aer necesar arderii unităţii de combustibil lichid, în m3

N/kg; iL – entalpia aerului de ardere, în kJ/m3N la temperatura de intrare

în conturul de bilanţ, tL.

+

−+= 33,3

87,2689,8

10010

lll

aOHCV [m3

N/kg] (5.68)

( )COROKNN

COO

l

l

ev

+−

−−

=α

22

2

429,0

5,07921

21 (5.69)

unde: O2, N2, CO, RO2 reprezintă participaţiile în compoziţia gazelor arse evacuate la coş ale oxigenului, azotului, oxidului de carbon şi gazelor triatomice (RO2=CO2+SO2), în %, iar:

lll SCK 375,0+= (5.70)

ababu iDQ = [kW] (5.71)

unde: Dab este debitul de abur al cazanului, în kg/s; iab – entalpia aburului, determinată în funcţie de presiunea de saturaţie, pab, în kJ/kg.

( ) gainj

llll

gaf tCdWH

COROSCQ 0

2

186,4100

100946,0

536,032,0

++

++

= (5.72)

unde: Cl, Sl, Hl, Wl sunt componentele procentuale gravimetrice ale carbonului, sulfului, hidrogenului şi apei din combustibilul utilizat; RO2=CO2+SO2 sunt compuşi triatomici din gazele de ardere; CO – conţinutul de oxid de carbon (RO2 şi CO2 sunt măsurate în procente de volum ce referire la gazele de ardere uscate); tga


– temperatura gazelor de ardere la ieşirea din conturul de bilanţ, în ºC; dinj – debitul specific de abur necesar injecţiei unităţii de masă a combustibilului lichid.

−=100

10mQCC [kg/s] (5.73)

unde: C este debitul de combustibil introdus în focar, în kg/s; Qm – căldura pierdută prin nearse mecanice.

Evident, pentru combustibilii lichizi şi gazoşi C=C0.

( ) 02

, 100536,012680 C

COCOCCOQ

l

chga += [kW] (5.74)

( )Linjcrc QQQqQ ++= 5 [kW] (5.75)

unde: q5 se ia din nomograme speciale şi reprezintă pierderea procentuală în mediul ambiant raportată la căldura introdusă în focar, sau, în cazul cazanelor recuperatoare, din căldura gazelor calde.

ppp iDQ = [kW] (5.76)

unde: Dp este debitul de purjă, în kg/s; ip – entalpia apei purjate, ip=i´(pab), în kJ/kg.

Mărimile măsurate în vederea elaborării bilanţului termic al cazanului sunt prezentate în tabelul 5.19.

Având în vedere că regimul de funcţionare la debit mediu coincide cu regimul nominal, bilanţul termic se elaborează pentru regimurile nominal, maxim şi minim. Pe baza mărimilor măsurate s-au determinat mărimile de calcul necesare elaborării bilanţului termic, prezentate în tabelul 5.20.

Tabelul 5.19 Buletin de măsurări pentru cazanul BA-2

Valoare Regim

Nr.

Mărimea

Simbol

U. M.

nominal maxim minim 1. Presiune abur pab bar 8 8 4 2. Temperatură abur tab ºC 175 175 151,8 3. Debit abur Dab kg/s 0,521 0,558 0,303 4. Presiune apă alimentare pa bar 8,5 8,5 4 5. Temperatură apă alimentare ta ºC 40 40 40 6. Temperatură combustibil tc ºC 85 85 85 7. Consum combustibil B kg/s 0,0425 0,046 0,26 8. Temperatură aer de ardere tL ºC 15 15 15 9. Temperatură gaze de ardere tga ºC 260 265 265

10. Compoziţie gaze arse uscate CO2 O2 CO N2

% % % %

10 7

0,8 82,2

10,7 6 1

82,3

7,5 10 1

81,5 11. Debit purjă Dp kg/s 0,027 0,027 0,027


Tabelul 5.20

Mărimi calculate în vederea elaborării bilanţului termic Valoare Regim

Nr.

Mărimea

Simbol

U. M.

Mod de determi

nare nominal maxim mediu 1. Căldură specifică

combustibil cpc kJ/(kg

ºC) (5.7.4) 1,94 1,94 1,94

2. Entalpie apă alimentare

ia kJ/kg 4,186 ta 167,4 167,4 167,4

3. Debit apă alimentare

Da kg/s Dab+Dp 0,548 0,585 0,337

4. Volum teoretic aer de ardere

V0a m3

N/kg (5.7.7) 10,39 10,39 10,39

5. Coeficient de exces de aer

αev - (5.7.8) 1,43 1,34 1,52

6. Entalpie aer de ardere

iL kJ/m3N tabele 19,51 19,51 19,51

7. Entalpie abur iab kJ/kg tabele 2774 2774 2749 8. Entalpie apă purjată ip kJ/kg tabele 743 743 640 9. Volum gaze de

ardere uscate Vgu m3

N/kg tabele 15,09 13,94 16,3

10. Volum apă în gaze de ardere

VH2O m3N/kg tabele 1,07 1,07 1,07

11. Volum gaze de ardere umede

Vg m3N/kg tabele 16,16 15,01 17,37

12. Compoziţie gaze de ardere umede

CO2 O2 CO N2

H2O

% % % % %

tabele 9,34 6,10 0,75

76,76 7,05

9,94 5,57 0,93

76,43 7,13

8,45 7,51 0,94

76,94 6,16

Structura bilanţului termic al cazanului BA-2, funcţionând cu combustibil lichid, este prezentată în tabelul 5.21.

Tabelul 5.21

Bilanţul termic al cazanului BA-2 Regim

Nominal Maxim minim

Mărimea kW % kW % kW %

Qc,ch 1729,75 93,97 1872,2 94,07 1058,2 93,90 Qc,f 7,01 0,38 7,58 0,38 4,29 0,38 Qa 91,74 4,98 97,93 4,92 56,41 5,01 QL 12,32 0,67 12,5 0,63 8,01 0,71 Total intrare 1840,82 100,00 1990,21 100,00 1126,91 100,00


continuarea tabelului 5.21 Regim

Nominal Maxim minim

Mărimea kW % kW % kW %

Qu 1445,25 78,51 1547,9 77,77 852,2 75,02 Qga,f 259,14 14,08 266,81 13,41 172,78 15,33 Qga,ch 65,03 3,53 87,12 4,38 53,59 4,76 Qp 20,06 1,09 20,06 1,01 17,28 1,53 Qrc 52,26 2,84 56,54 2,84 32 2,84 Total ieşire 1841,74 100,05 1978,43 99,41 1127,85 100,08 Eroarea de închidere a bilanţului

-0,92 -0,05 11,78 0,59 -0,94 -0,08

Indicii energetici specifici ai cazanului sunt:

• randamentul termic brut;

• consumul specific de căldură:

ab

i

DBH

q = [kJ/kg] (5.77)

Indicii energetici specific ai cazanului BA-2, pentru cele trei regimuri studiate, sunt prezentate în tabelul 5.22. Indicatorii de performanţă energetici se calculează utilizând numai cantităţi de cǎldurǎ şi nu călduri absolute.

Tabelul 5.22

Indicii energetici ai cazanului BA-2 Valoare regim Nr. Mărimea Simbol U. M.

nominal maxim minim 1. Randament termic brut ηb % 77,9 77,1 74,9 2. Consum specific de căldură q kJ/kg 3320 3355 3492

5.8 BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNUI CUPTOR DE TOPIT STICLĂ

Cuptorul de topit sticlă este de tip vană, cu flacără în U, pentru tras ţevi prelucrate în tuburi de asamblare a lămpilor fluorescente tubulare, de 40 şi 65 W. Principalele caracteristici tehnico-funcţionale ale cuptorului sunt:

• capacitatea de topire: 30 t/24 ore;

• extracţia orară brută: 1500 kg/h;

• extracţia orară netă: 1250 kg/h;

• suprafaţa activă de topire: 27,96 m2;

• extracţia specifică zilnică: 1072,96 kg/m2 * 24 h;

• temperatura de topire a sticlei:


− în bazinul de topire (BT): 1550 ºC;

− în bazinul de lucru (BL): 1350 ºC;

− în feedere (F): 1250 ºC;

• forma flăcării în bazinul de topire: U;

• combustibilul folosit: gaze naturale;

• număr de arzătoare:

− în bazinul de topire: 4 buc.;

− în bazinul de lucru 4 buc.;

− în feedere: 8 buc.;

• consumul nominal de combustibil:

− în bazinul de topire: 400 m3N/h;

− în bazinul de lucru 70 m3N/h;

− în feedere: (2 buc.): 57 m3N/h;

− în mufă (2 buc.): 22,5 m3N/h;

− în jgheaburile de scurgere: 10 m3N/h;

• cuptorul are regeneratoare de ar cald, după bazinul de topire:

− regeneratoare primare: 2 buc.;

− regeneratoare secundare: 2 buc.;

• consumul specific de combustibil: 10886 kJ/kg de sticlă topită (2600 kcal/kg de sticlă topită);

• consumul nominal de energie electrică: 200 kW la 220/380 V şi 50 Hz;

• alte consumuri;

− aer de înaltă presiune (5 bar): 300 m3N/h;

− aer de joasă presiune (150 mm H2O): 10800 m3N/h;

• consum de apă de răcire a electrozilor: 25 m3/h.

Cuptorul est format, în principal, din: bazinul de topire, bazinul de lucru, două feedere alimentatoare, două mufe şi două perechi de camere regeneratoare (două primare şi două secundare) pentru preîncălzirea aerului de ardere din bazinul de topire. Schema funcţională de principiu a cuptorului este prezentată în figura 5.2.

Funcţionarea cuptorului: materia primă (amestec de cioburi şi alte produse) este introdusă în bazinul de topire (1) prin gura de alimentar, în funcţie de nivelul sticlei topite în feedere. După topirea amestecului în bazinul de topire, sticla topită curg,


prin canalul de trecere, în bazinul de lucru (2). Aici are loc limpezirea şi omogenizarea din punct de vedere termic şi al compoziţiei.

Din bazinul de lucru, sticla curg în cele două feedere (3), unde procesul de omogenizare termică şi chimică continuăm, cu ajutorul unui agitator amplasat în fiecare feeder. Nivelul sticlei topite în întreg cuptorul est menţinut automat cu ajutorul unui nivelmetru amplasat în zona feederelor.

Fiecare feeder est format din trei zone (în sensul curgerii sticlei): răcire, condiţionare şi jgheab. Din jgheab sticla curge pe pipa refractară aflată în mufa încălzită, care se roteşte constant.

Pentru arderea în cele trei zone principale se utilizează aer de ardere insuflat cu ajutorul ventilatoarelor:

• pentru bazinul de topire aerul de ardere este insuflat de ventilatorul VA1, prin inversorul (5), este preîncălzit în regeneratorul (4) şi apoi introdus în bazin;

• aerul de ardere pentru bazinul de lucru este preluat cu ventilatorul VA2 din exteriorul cuptorului şi suflat direct (nepreîncălzit) în bazin;

• aerul de ardere pentru feedere este preluat de ventilatorul VA3 din exterior, de asemenea nepreîncălzit.

Combustia este asigurată prin instalaţiile de alimentare aer-gaz natural ale bazinului de topire, de lucru şi ale feederilor. Gazele de ardere rezultate în bazinul de topire pătrund prin ampliajul regeneratorului, în care este reţinută o parte din căldura conţinută. Gazele astfel răcite îşi continuă drumul prin canalul de gaze de ardere, investor şi coş.

Perioadele de ardere şi recuperare a căldurii gazelor de ardere alternează: când funcţionează arzătoarele de pe o parte a cuptorului, aerul de ardere necesar se preîncălzeşte în camerele regeneratorului de pe partea opusă, iar gazele de ardere încălzesc ampliajul camerelor regeneratoare de pe partea opusă. Inversarea aer-gaze de ardere este asigurată de inversorul (5).

Conform proiectului, durata de schimbare a flăcării este de 20-30 min.

Răcirea exterioară permanentă a zidăriei exterioare a bazinelor de topire şi de lucru este asigurată cu aer insuflat de bateria de ventilatoare VA4, prin intermediul unei tubulaturi şi a unor injectoare de aer.

Pentru completarea cantităţii de căldură necesară topirii, se folosesc electrozi alimentaţi cu energie electrică şi răciţi cu apă dedurizată.

Funcţionarea cuptorului este continuă. Conturul de bilanţ considerat cuprinde bazinul de topire, bazinul de lucru, feederele, regeneratorul şi inversorul. Conform acestui contur, în figurile 5.3 şi 5.4 sunt prezentate bilanţul de materiale şi cel termoenergetic corespunzător.


7

Gaze de ardere

6

8

5 9

9

4

10

CH4

VA1

1

Materie primă

11

VA2 VA3

Sticlă topită

Gaze de ardere

2

3

Gaze de ardere

Gaze de ardere

Sticlă topită

VA4

Fig. 5.2. Schema de principiu a cuptorului de topit sticlă

1 – bazin de topire; 2 – bazin de lucru; 3 – feedere şi mufe; 4 – regeneratoare; 5 – inversor; 6 – canal de gaz de ardere; 7 – coş; 8 – şibere; 9 – abzugri; 10,11 – canale de legătură.

Cuptor

Materie primă

Gmi

Aer ardere

VL

Combustibil

Aer răcire

VLri

Apă răcire

Ga

Sticlă topită

Apă răcire

Gme

Vga

Vgo

VLre

Gzg

Ga

Fig. 5.3. Bilanţul fluxurilor materiale pentru cuptorul de topit sticlă


Cuptor

Qmi

QL

Qc

Qel

Qai

QLri

Qme

Qzg

Qga

Qchg

Qrad

Qarif

Qpcr

Qac

Qlre

Fig. 5.4. Bilanţul termic al cuptorului de topit sticlă

Ecuaţiile de bilanţ termic sunt următoarele:

• cantităţile de căldură intrate în contur:

LrielLaismsccci QQQQQQQQ ++++++= [kJ/ u.p.p.] (5.77)

unde: Qi este căldură intrată în contur; Qcc – căldura chimică a combustibilului; Qsc – căldura sensibilă a combustibilului; Qsm – căldura sensibilă a materialelor intrate; Qai – căldura sensibilă a apei de răcire introdusă în contur; QL – căldura sensibilă a aerului introdus în cuptor pentru arderea combustibilului; Qel – echivalentul termic al energiei electrice consumată de electrozi, pentru topire; QLri – căldura sensibilă a aerului utilizat pentru răcirea exterioară a zidăriei cuptorului.

• cantităţile de căldură ieşite din contur:

LreRrcrogochggazgppe QQQQQQQQQQ ++++++++= (5.78)

unde: Qe este căldura ieşită din conturul de bilanţ; Qpp – căldura sensibilă a produsului principal; Qzg – căldura pierdută prin evacuarea odată cu zgura a unor cantităţi de combustibil nears; Qchg – căldura chimică a gazelor evacuate (substanţe combustibile gazoase nearse); Qgo – căldura pierdută prin gazele de ardere care ies prin neetanşietăţi, uşi deschise şi orificii; Qro – căldura radiată prin neetanşietăţi, uşi şi orificii; Qrc – căldura pierdută prin pereţii cuptorului; QR – căldura preluată de agentul de răcire al cuptorului; QLre – căldura sensibilă a aerului după ce a fost utilizat la răcirea exterioară a zidăriei cuptorului.

Durata unui ciclu (τ) s-a considerat intervalul de timp între două inversări succesive de funcţionare a arzătoarelor (dreapta-stânga-dreapta).

Modul de calcul al termenilor bilanţului este prezentat în continuare. Căldura sensibilă şi chimică a combustibilului ars este:


( )( )τ+++=+= ciFBLBTscccc iHBBBQQQ [kJ/ciclu] (5.79)

unde: BBT, BBL, BF sunt consumurile orare de combustibil în bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, în m3

N/ciclu; Hi – puterea calorifică inferioară a combustibilului, în kJ/kg sau kJ/m3

N; ic – entalpia combustibilului, kJ/(kg ºC) sau kJ/(m3

N ºC); τ – durata unui ciclu, în h/ciclu.

τ= mimismsm tcGQ [kJ/ciclu] (5.80)

unde: Gsm – cantitatea totală de materiale introduse, în kg/h; cmi – căldura specifică medie a amestecului, în kJ/(kg ºC); tmi – temperatura amestecului, în ºC.

∑=

+++++==n

jOHAldolomitaCONanisipocioburijmism GGGGGGG

13)(22,

OHstibiudetrioxidNaNOCOK GGGG 2332 ++++ [kg/h] (5.81)

( )∑ ∑= =

=n

j

n

jjmijmijmimi GcGc

1 1,,, / [kJ/(kg ºC) (5.82)

unde: cmi,j este căldura specifică a componentei j din amestec, în kJ/(kg ºC).

τ= aiaai iGQ [kJ/ciclu] (5.83)

unde: Ga este debitul de apă de răcire, în kg/h; iai – entalpia apei de răcire la intrarea în cuptor, în kJ/kg, tai – temperatura de intrare a apei de răcire, în ºC.

( )τ++= FLFLBLLBLLRLRLL iViViVQ ,,,,,, [kJ/ciclu] (5.84)

unde: VL,R, VL,BL, VL,F sunt respectiv debitele de aer intrate în bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, în m3

N/h; iL,R, iL,BL, iL,F – entalpiile respectiv a aerului intrat în bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, kJ/m3

N.

τ= 3600PQel [kJ/ciclu] (5.85)

unde: P este puterea medie consumată în perioada unui ciclu, în kW.

τ= LriLrLri iVQ [kJ/ciclu] (5.86)

unde: VLr este debitul de aer de răcire, în m3N/h; iLri – entalpia aerului de răcire la

temperatura tLri cu care intră în ventilatorul VA4, în kJ/kg.

( )τ++= rtsppp qqqGQ [kJ/ciclu] (5.87)

unde: Gp este cantitatea de sticlă topită ieşită din cuptor pentru tragere, în kg/h; qs – căldura sensibilă a sticlei la temperatura tme de ieşire a sa, pentru tragere, în kJ/kg de sticlă; qt – căldura latentă de topire a sticlei, în kJ/kg de sticlă; qr – căldura de reacţie, în kj/kg sticlă.

Cantitatea de sticlă topită si efectiv trasă – netă – este dată de:

zgsmp GGG −= [kg/h] (5.88)


unde: Gzg este cantitatea de zgură rezultată în cuptor prin topirea sticlei, în kg/h.

Căldura sensibilă qs se determină cu:

mess tcq = [kJ/kg sticlă] (5.89)

unde: cs este căldura specifică a sticlei la temperatura tme de evacuare din cuptor, în kJ/(kg ºC).

τ= mszgzg tcGQ [kJ/ciclu] (5.90)

FgaBLgaRgaga QQQQ ,,, ++= [kJ/ciclu] (5.91)

unde: Qga,R, Qga,BL, Qga,F sunt căldurile sensibile ale gazelor de ardere la ieşirea lor din regenerator, bazinul de lucru şi respectiv feedere. Ele se calculează ţinând seama de entalpiile respective iga,R, iga,BL, iga,F ale gazelor de ardere evacuate din regenerator, din bazinul de lucru si din feedere, la temperaturile tga2, tga,BL, tga,F, în kJ/m3

N.

FchgBLchgBTchgchg QQQQ ,,, ++= [kJ/ciclu] (5.92)

unde: Qchg,BT, Qchg,BL, Qchg,F sunt cantităţile de căldură chimică ale gazelor de ardere evacuate din bazinul de topire, bazinul de lucru şi respectiv feedere, în kJ/ciclu.

Ele se calculează fiecare, cu relaţia generală de mai jos pentru consumul de combustibil şi structura gazelor de ardere aferente bazinului de topire, de lucru şi feederelor.

( )42 55,8579,2518,301 CHHCOBVP

Q gap

chg ++= [kJ/u.p.p.] (5.93)

unde: CO, H2 CH4 sunt participaţiile volumice de oxid de carbon, hidrogen şi metan în gazele de ardere.

Pentru aceasta se va ţine seama şi de volumul gazelor de ardere evacuate prin orificii, din bazinul de topire, de lucru şi feedere:

( )( )273101253

27323600+

+ρ

α=go

go tBppFv [m3

N/h] (5.94)

unde: α este un coeficient de contracţie a orificiului (α=0,85 pentru uşi; α=0,6...0,7 pentru orificii cu muchi ascuţite) F – secţiunea orificiului, în m2; p – suprapresiunea gazelor de ardere la starea normală, în N/m2; B – presiunea barometrică, în N/m2; ρ – densitatea gazelor de ardere la starea normală, în kg/m3; tgo – temperatura gazelor de ardere la ieşirea din orificiu, în ºC.

FgoBLgoBTgogo QQQQ ,,, ++= [kJ/ciclu] (5.95)

unde: Qgo,BT, Qgo,BL, Qgo,F sunt pierderile respective de căldură din bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, în kJ/ciclu. Ele se calculează cu relaţia generală:


∑ τ=i

goigoiiip

go IvnP

Q 1 [kJ/u.p.p.] (5.96)

unde: vgoi este volumul de gaze de ardere pierdut prin orificiul i, în m3N/h; Igoi –

entalpia gazelor de ardere în orificiul i, în kJ/m3N; ni – numărul de orificii i identice;

τi – timpul de deschidere al orificiului în intervalul de timp pe care se calculează bilanţul, în ore. Volumul de gaze pierdut printr-un orificiu se calculează cu relaţia (5.94).

FroBLroBTroro QQQQ ,,, ++= [kJ/ciclu] (5.97)

unde: Qro,BT, Qro,BL, Qro,F sunt pierderile respective din bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, care s calculează cu relaţia:

∑

+

−

+

ϕτ=i

aciiii

pro

ttnFP

Q44

100273

10027341,201 [kJ/u.p.p.] (5.98)

unde: φ este un coeficient de diafragmare care se determină din diagrame în funcţie de dimensiunile deschiderii şi grosimea peretelui cuptorului; tc – temperatura în interiorul cuptorului, în ºC; ta – temperatura mediului ambiant, în ºC.

BLBTrcFrcBLrcBTrcRrcrc QQQQQQ −++++= ,,,,, [kJ/ciclu] (5.99)

unde: Qrc,R, Qrc,BT, Qrc,BL, Qrc,F, Qrc,BT-BL, reprezintă pierderile de căldură prin pereţi, către mediul ambiant, ale regeneratorului, bazinului de topire, bazinului de lucru, feedere şi canalul de legătură între bazinul de topire şi cel de lucru, în kJ/ciclu. Ele se calculează cu relaţia:

( )∑ τ−α=i

sapiiip

rc ttSP

Q 1 [kJ/u.p.p.] (5.100)

unde: Si este suprafaţa exterioară a cuptorului cu o temperatură a peretelui tpi, în m2; αi – coeficientul de transmitere a căldurii prin convecţie şi radiaţie de la suprafaţa peretelui la mediul ambiant, în W/(m2 ºC), care se poate calcula cu relaţia:

+−

+

−ε

+−=α44

4100

273100

27367,5 ap

apap

tttt

ttm [W/(m2 ºC)] (5.101)

unde: m este un coeficient de orientare a suprafeţei care are valorile: m=2,56 pentru suprafeţe verticale; m=3,26 pentru suprafeţe orizontale care transmit căldura în sus; m=2,1 pentru suprafeţe orizontale care transmit căldura în jos; ε – factorul de emisie al suprafeţei exterioare a cuptorului.

τ= aeaR iGQ [kJ/ciclu] (5.102)

unde: iae este entalpia apei de răcire la temperatura tae de ieşire a sa, după răcirea electrozilor, în kJ/ciclu.


τ= LreLrLre iVQ [kJ/ciclu] (5.103)

unde: iLre este entalpia aerului cald, la temperatura tLre după răcirea pereţilor, în kJ/m3

N.

Măsurările au fost efectuate pe perioada mai multor cicluri de funcţionare, luându-se în consideraţie valorile medii pentru un ciclu. Rezultatele măsurărilor sunt prezentate în tabelul 5.23.

Pe baza datelor măsurate au fost calculate mărimi auxiliare necesare întocmirii bilanţului. Folosind mărimile măsurate şi datele auxiliare au fost calculate elementele bilanţului termic, rezultatele căruia sunt prezentate în tabelul 5.24.

Tabelul 5.23

Rezultatele măsurărilor la cuptorul de topit sticlă. Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoare 1 2 3 4 5 1. Durata unui ciclu τ h 0,97 2. Materiale introduse:

• cioburi • nisip cuarţos • carbonat de sodiu • dolomită • carbonat de potasiu • hidroxid de aluminiu • azotat de sodiu • trioxid de stibiu • apă Total şarjă

Gciob Gnisip

GNO2CO2 Gdolom GK2CO3 GAl(OH)3 GNaNO3 Gstibiu GH2O Gşarjă

kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje

300 170 65 38 5,5 8,2 6,2 0,5 10

603,4

3. Număr de şarje n şarje/24 ore 60 4. Temperatura materialelor intrate în cuptor tmi ºC 18 5. Debitele de aer de ardere în:

• bazinul de topire • bazinul de lucru • feedere

VL,R VLBL VLF

m3

N/h

2815 1000

4185,5 6. Temperatura de intrare a aerului de ardere tL1 ºC 28 7. Consumurile de combustibil, în:

• bazinul de topire • bazinul de lucru • feedere

BBT BBL BF

m3

N/h

47 47 63

8. Analiza gazelor de ardere la: a) bazinul de topire • bioxidul de carbon • oxigen • oxid de carbon

CO2 O2 CO

%

8 6

0,55 b) bazinul de lucru

• bioxidul de carbon • oxigen • oxid de carbon

CO2 O2 CO

%

3,5

12,6 1,8


continuare tabel 5.23 1 2 3 4 5 9. Temperatura combustibilului tc ºC 16

10. Puterea electrică consumată P kW 106,09 11. Debitul de apă de răcire Ga kg/h 554,4 12. Temperatura apei de răcire:

• la intrare • la ieşire

tai tae

ºC

11 42

13. Debitul de aer de răcire a zidăriei VLr m3N/h 10800

14. Temperatura aerului de răcire a zidăriei • la insuflare • după preluarea căldurii

tLri tLrc

ºC

28 53

15. Debit de sticlă extrasă Gp kg/h 1252 16. Temperatura de ieşire a sticlei din cuptor tme ºC 1124 17. Temperatura gazelor de ardere evacuate din:

• regenerator • feedere • bazinul de topire • bazinul de lucru

tga2 tgaF tgaBT tgaBL

ºC

420

1050 1177 1100

18. Suprapresiunea în cuptor h mm H2O 1,1 19. Temperatura gazelor de ardere în orificiile:

• bazinul de topire • bazinul de lucru • feederul nr. 1 • feederul nr. 2

tgaBT tgaBL tgaF1 tgaF2

ºC

1425 1235 1188 1163

20. Temperatura aerului ieşit din regenerator tL2 ºC 965

Tabelul 5.24

Elementele bilanţului termic (în 103 kJ/ciclu). Nr. Mărimea Simbol Valoarea 1. Căldura sensibilă a materiei prime Qsm 22,06 2. Căldura sensibilă a aerului de ardere QL 183,79 3. Căldura introdusă cu combustibilul Qc 13476 4. Echivalentul termic al energiei electrice Qel 370,55 5. Căldura intrată cu apa de răcire Qai 24,78 6. Căldura sensibilă a aerului folosit la răcirea pereţilor QLri 382,70 7. Căldura conţinută de sticla topită la ieşire Qpp 2953 8. Căldura conţinută de zgură Qzg 604,95 9. Căldura sensibilă a gazelor de ardere Qga 5486

10. Căldura chimică a gazelor de ardere Qchg 647,37 11. Căldura pierdută cu gazele de ardere prin orificii Qgo 190,03 12. Căldura radiată prin uşi şi orificii Qro 319,62 13. Căldura pierdută prin pereţi Qrc 3420 14. Căldura conţinută de apa de răcire, la ieşire QR 94,57 15. Căldura conţinută d aerul cald, după răcirea pereţilor QLre 724,39 16. Căldura utilă Qu 3451


Tabelul 5.25

Bilanţul termic al cuptorului. Căldură intrată Căldură ieşită

Denumirea 103 kJ/ciclu % Denumirea 103 kJ/ciclu % Qsm 22,06 0,15 Qpp 2953 20,42 QL 183,79 1,27 Qzg 604,95 4,18 Qc 13476,00 93,20 Qga 5486,00 37,94 Qel 370,55 2,56 Qchg 647,37 4,48 Qai 24,78 0,17 Qge 190,03 1,31 QLri 382,70 2,65 Qro 319,62 2,21

Qrc 3420,00 23,66 QR 94,57 0,65 QLre 724,39 5,01 ΔQe 19,95 0,14

QI 14453,88 100 Qe 14453,88 100

Principalii indicatori tehnico-economici rezultaţi în urma bilanţului termic sunt:

• gradul mediu de zilnic încărcare a cuptorului:

16,100==ψnP

P % (5.104)

• randamentul termic al procesului:

87,23==ηi

ut Q

Q % (5.105)

• randamentul utilizării combustibilului:

61,25=−

=ηcc

pccc Q

QQ % (5.106)

• gradul de recuperare a căldurii din gazele de ardere:

33,64==ρi

recuperat

QQ

% (5.107)

• consumul specific total net de căldură este q=11906,32 kJ/kg sticlă topită.

• consumul specific net de combustibil este b=15283,18 kJ/kg sticlă topită =0,33 m3

N CH4/kg sticlă topită.


5.9 BILANŢUL TERMIC AL UNUI CUPTOR TUNEL

Cuptorul tunel este destinat arderii produselor refractare silico-aluminoase, având caracteristicile tehnico-funcţionale prezentate în tabelul 5.26. El este realizat sub forma a trei zone principale:

• de uscare şi preîncălzire, de 33 m (10 vagoneţi);

• de ardere, de 24 m (8 vagoneţi);

• de răcire, de 21 m (7 vagoneţi);

Total: de 78 m (25 vagoneţi).

Funcţionarea cuptorului este continuă. Conturul de bilanţ considerat, cuprinde cuptorul propriu-zis şi tubulatura aferentă, care face legătura între diversele zone ale sale, pentru transportul aerului cald.

Elementele de calcul ale bilanţului termic se bazează pe aceiaşi metodă ca şi în exemplul precedent. Mărimile măsurate şi punctele corespunzătoare sunt cele prezentate în tabelul 5.27.

Măsurările de debit s-au făcut astfel :

• debitul de combustibil introdus în cuptor s-a măsurat cu un debitmetru diferenţial;

• debitele de aer cald pentru ardere (după preîncălzirea la tga=365 ºC prin trecerea peste vagoneţii cu produse fierbinţi), de gaze de ardere evacuate la coş, de aer cald excedentar evacuat d coş şi de aer rece introdus, s-au determinat cu ajutorul tubului Pitot.

Metoda de măsurare cu ajutorul tubului Pitot a fost următoarea: cele două ieşiri al tubului manometric s-au racordat la un micromanometru cu tub înclinat MP-C-03 construcţie Termotehnica, cu care s-a măsurat diferenţa între presiunea totală şi aceea statică, adică presiunea dinamică (h), în mm H2O.

Aer de răcire; Aer cald; Combustibil; Gaze de ardere;

Zona de preîncălzire şi uscare; Zona de ardere; Zona de răcire. Fig. 5.5 Schema de principiu a cuptoarelor tunel, cu punctele de măsură pentru elaborarea bilanţului termic

1, 2 – temperatura materialului şi platformei vagonetului la intrarea în cuptor; 3, 4 – idem, la ieşirea din cuptor; 5 – temperatura aerului insuflat în zona de răcire; 6 – temperatura aerului cald insuflat la arzătoare; 7 – temperatura aerului cald evacuat la coş; 8 – temperatura combustibilului; 9, 10 – temperatura aerului rece insuflat în

zona de amestec; 11 – temperatura gazelor de ardere; 12 – temperatura pereţilor, pe zone; 13 – temperatura boltei cuptorului pe zone; 14 – temperatura pe zone a şasiului vagoneţilor; 15 – temperatura de ardere a produselor; 20 – debit aer rece insuflat în zona de răcire; 21 – debit aer cald-rece absorbit din cuptor; 22 – debit aer cald insuflat

la arzătoare; 23 – debit aer cald evacuat la coş; 24 – debit combustibil; 25, 26 – debit aer rece insuflat la zona de uscare; 27 – debit gaze de ardere absorbit din cuptor.

Ieşire

3,4

12

12

12

12

5 20 21

12 12 12

6,10,22

7,23

8,24

12 12 12 9

25 12 12

Ecluză

11,27

10,26

La coş

1,2

Intrare


Tabelul 5.26

Caracteristicile tehnico-funcţionale ale cuptorului. Nr. Caracteristica U. M. Valoarea 1. Productivitatea:

• de proiect • în funcţiune

t/an

40000 48000

2. Productivitatea specifică: • de proiect • în funcţiune

t/m3 zi

0,235 0,28

3. Temperatura de ardere: • maximă • medie

ºC

1450 1340

4. Consum de combustibil: • de proiect • în funcţiune

kJ/t

80-120

85 5. Arzătoare cu aer:

• număr • presiunea

buc. bar

30

1,2-1,5 6. Durata ciclului:

• proiectată • în funcţiune

ore

65 52

7. Caracteristici constructive: • lungimea • lăţimea • înălţimea • volum util • nr. de vagoneţi

m m m m3

buc.

78 3,1 2,2 470 26

8. Încărcătura pe vagonet t 10-12

Tabelul 5.27

Mărimile măsurate la cuptorul de cărămizi. Mărimea Simbol U. M. Valoarea

1 2 3 4 Cantitatea de cărămizi Pp t/14 zile 1846 Combustibilul C m3

N/14 zile 135800 Puterea calorică inferioară Hi kJ/m3

N 35590 Cantitatea de argilă din cărămizi Garg kg 300 Compoziţia combustibilului: • oxigen • azot • gaz metan

O2 N2

CH4

%

0,5 1,5 98

Temperatura combustibilului tc ºC 27 Temperatura de intrare a materialelor tsm ºC 27


continuare tabel 5.27 1 2 3 4

Componenţa materialului intrat: • cărămidă uscată • umiditate • greutatea vagoneţilor • greutatea părţii metalice

Gcăr

W1+W2 Gu Gc

t

% t t

1846 9,5

11,5 4,5

Temperatura de intrare a vagoneţilor tsm ºC 27 Temperatura aerului de ardere tL ºC 27 Debit aer răcire insuflat în cuptor: • în zona de răcire • în zona de ardere • în zona de uscare

D1 D2 D3

m3/h m3/h m3/h

27700 3600 5200

Temperatura aerului de răcire tar ºC 27 Durata măsurătorilor h 336 Temperatura cărămizi la ieşire tml ºC 120 Temperatura vagoneţi la ieşire tve ºC 135 Temperatura căptuşeală refractară, la ieşire

tcăpt ºC 95

Temperatura ieşire gaze de ardere (aer cald) din zona de ardere

tga ºC 365

Temperatura aer cald în cuptor tac ºC 400 Analiza gazelor de ardere: • bioxid de carbon • oxigen • azot

CO2 O2 N2

%

1,6

19,8 78,6

Debit gaze de ardere ieşite din cuptor Dga m3/h 35000 Temperatura gazelor de ardere la coş tg,coş ºC 75 Debit aer cald evacuat la coş Daer m3/h 10200

Pe baza acesteia se determină viteza fluidului în punctul considerat:

002 Hgkw

Tmed γ

= [m/s] (5.108)

unde:

( )dh00 hH γγ −= (5.109)

00

0 hh

wwk med == (5.110)

cn

NNT TKp

pTγ=γ [kgf/m3] (5.111)

unde: g este acceleraţia gravitaţională, în m/s2; H0 – presiunea dinamică, în kgf/cm2; γT – greutatea specifică a fluidului în condiţiile de lucru (la presiunea p şi temperatura T, în K), în kgf/m3; h0 – presiunea dinamică, în mm H2O; γh, γd –


greutatea specifică a lichidului din micromanometru, respectiv a aerului din manometrul diferenţial.

Cunoscând viteza medie în secţiunea respectivă, debitul de fluid este dat de:

medSwV 3600= [m3/s] (5.112)

unde: S este secţiunea în punctul de măsură, în m2.

Alegerea secţiunilor de conductă pentru efectuarea măsurătorilor s-a făcut în funcţie de condiţiile existente:

• pentru gazele de ardere, aerul cald excedentar, aerul rece şi cel preîncălzit pentru ardere, măsurătorile s-au făcut la baza coşului;

• pentru aerul rece insuflat în cele două zone, măsurătorile s-au făcut deasupra cuptorului tunel, într-o porţiune orizontală.

Rezultatele calculului diverselor mărimi ale bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.28. Pe lângă relaţiile generale prezentate în exemplul precedent, s-au mai utilizat următoarele:

• Căldura degajată prin reacţiile exoterme care se produc în spaţiul de lucru al cuptorului:

exex qGQ arg= [kJ/t] (5.113)

unde: Garg este cantitatea de argilă din cărămizi, în kg argilă/t de cărămizi; qex – căldura degajată prin arderea argilei, în kJ/kg argilă (s-a considerat qex=230,29 kJ/kg argilă).

• Căldura sensibilă a materialelor introduse în cuptor este determinată din:

( )captcaptpcaptvagvagpvagapaapapapacarcarpcarp

sm tcGtcGtcGtcGP

Q ,,,,1

+++= [kJ/t]

(5.114)

unde: Gcar, Gapa, Gvag, Gcapt sunt respectiv cantitatea de cărămidă uscată, de apă de îmbibaţie, higroscopică şi de cristalizare conţinută de cărămizi la intrarea în cuptor, masa cărucioarelor metalice introduse şi a căptuşelii refractare a acestora, în kg/durata τ de analiză; cp,car, cp,apa, cp,vag, cp,capt – căldurile specifice medii ale elementelor intrate în cuptor odată cu materia primă, în kJ/(kg ºC); tcar, tapa, tvag, tcapt – temperatura la care se introduc elementele respective, în ºC. Dintre acesta Gcar s-a măsurat, iar cp,car s-a luat pentru şamotă, la temperatura tcar=27 ºC. Cantitatea de apă Gapa se determină cu:

( )21

21

100 WWWWGG carapa +−

+= [t/τ] (5.115)

unde: W1 est conţinutul procentual de apă şi higroscopică din cărămizile introduse în cuptor (W1=5,5 %), în %; W2 – conţinutul procentual de apă de cristalizare (apă legată chimic) din cărămizile introduse în cuptor, în % (W2=4 %).


Greutatea părţii metalice a cărucioarelor se calculează cu:

cu

carmet C

GGG = [t/τ] (5.116)

unde: Gu este greutatea utilă a cărucioarelor intrate în cuptor (Gu=11,5 t); Gc – greutatea părţii metalice a cărucioarelor (Gc=4,5 t);

Greutatea căptuşelii refractare a cărucioarelor este dată de:

ccu

carcapt G

GG

G = [t/τ] (5.117)

unde: Gcc este greutatea căptuşelii refractare a cărucioarelor (Gcc=Gu-Gc).

Valorile acestor cantităţi sunt date în tabelul 5.28.

• Căldura introdusă cu aerul de răcire în zonele de uscare şi răcire ale cuptorului, s-a determinat cu relaţia:

( ) LCTp

ar iDDP

Q τ−=1 [kJ/t] (5.118)

unde: DT este debitul de aer insuflat în cuptor, rezultat din:

( )ar

T tDDDD

+++=

273273

321 [m3/h] (5.119)

unde: D1 este debitul de aer introdus în zona de răcire cu ajutorul celor două ventilatoare, în m3/h; D2 – debitul de aer de răcire introdus în zona de uscare şi preîncălzire cu ajutorul ventilatorului V1; D3 – idem D2, introdus cu ventilatorul V2, în m3/h; tar – temperatura aerului de răcire, în ºC; DC – debitul de aer folosit pentru ardere, în zona de ardere, dat de:

τ

= LC

VCD 0 [m3N/h] (5.120)

unde: C0 este consumul de combustibil, în m3N/h; VL – volumul real de aer necesar

arderii, în m3N/m3

N; τ – durata considerată (τ=14 zile x 24 ore/zi=336 ore); iL – entalpia aerului de ardere, la temperatura tL (vezi tabelul 5.10.3).

• Cantitatea de căldură utilă est dată de relaţia:

hidevappendu QQQQQQ ++++= [kJ/t] (5.121)

unde: Qend este căldura absorbită prin reacţiile endoterme; Qpp – căldura sensibilă a produsului principal (cărămizi) la ieşirea din cuptor; Qa – căldura sensibilă a dispozitivelor auxiliare (vagoneţilor) care însoţesc materialul; Qev – căldura consumată pentru evaporarea umidităţii din încărcătură şi pentru supraîncălzirea vaporilor rezultaţi; Qhid – căldura consumată pentru degajarea apei de cristalizare (de constituţie).


Acestea se calculează astfel:

Qend=0, în cazul de faţă.

meppp

ppp tcP

GQ = [kJ/t] (5.122)

unde: Gp este greutatea produsului principal (cărămizile uscate) la ieşire, în kg; cpp – căldura specifică medie a cărămizilor la temperatura tme de ieşire din cuptor, în kJ/(kg ºC).

( )captcaptpcaptvemetpmtp

a tcGtcGP

Q ,,1

+= [kJ/t] (5.123)

unde: tve, tcapt sunt temperaturile părţii metalice a vagoneţilor, respectiv a căptuşelii lor refractare, la ieşirea din cuptor, în ºC; cp,met, cp,capt – căldurile specifice medii aferente, la temperaturile tve, respectiv tcapt, în kJ/(kg ºC).

( )( )gapmp

ev tcrAAP

Q ++= 211 [kJ/t] (5.124)

unde: A1 este cantitatea de apă de îmbibaţie şi higroscopică conţinută de cărămizi la intrarea în cuptor, în kg; A2 – cantitatea de apă de cristalizare conţinută de cărămizi la intrarea în cuptor, în kg; r – căldura latentă de vaporizare a apei, la presiunea din cuptor, în kJ/kg; cpm – căldura specifică medie a vaporilor de apă supraîncălziţi la temperatura tga, în kJ/(kg ºC); tga – temperatura de ieşire a gazelor de ardere din cuptor, în ºC. În care:

21

11 WW

WGA apa += [kg/τ] (5.125)

121

22 AG

WWWGA apaapa −=+

= [kg/τ] (5.126)

21 Aq

PQ hid

phid = [kJ/t] (5.127)

unde: qhid este căldura consumată pentru degajarea unui kg de apa de cristalizare, în kJ/kg.

• Pierderile de căldură sensibilă cu gazele de ardere sunt date de relaţia:

( ) gagogap

ga ivBVP

Q −=1 [kJ/u.p.p.] (5.128)

unde: Vga este volumul de gaze rezultate prin arderea 1 kg (1 m3N) de combustibil,

în m3N/kg sau m3

N/m3N; vgo – volumul de gaze de ardere prin orificii deschise, în

m3N; iga – entalpia gazelor de ardere, în kJ/m3

N.


( ) τ+

−=ar

evinga tDDV

273273 [m3/τ] (5.129)

unde: Din este debitul total de aer de răcire introdus in cuptor; Dev – debitul de aer evacuat din cuptor. Ele sunt date de:

321 DDDDin ++= [m3/h] (5.130)

ga

Lar

g

Lgaev t

tDt

tDD++

++

+=

273273

273273

cos,

[m3/h] (5.131)

unde: Dga este debitul de gaze de ardere ieşite la coş; Dar – debitul d aer cald evacuat la coş, în m3/h.

• Pierderile prin căldura sensibilă a aerului cald evacuat la coş, după răcirea materialului, sunt date de:

L

ararp

ar tiD

PQ

+τ=

2732731 [kJ/t] (5.132)

unde: Dar este debitul de aer cald evacuat din cuptor, în m3/h; iar – entalpia aerului la ieşire, la temperatura tga, în kJ/m3

N.

• Căldura necesară încălzirii vaporilor de apă din aerul introdus în cuptor se calculează cu relaţia:

acup

au iAP

Q 1= [kJ/t] (5.133)

unde: Au este conţinutul de apă din aerul introdus în cuptor, în kg/τ; iac – entalpia aerului la ieşire, la temperatura tga, în kJ/kg. În care:

310273

273 −τχ+

=L

inu tDA [kg H2O/ τ] (5.134)

unde: χ este conţinutul de apă al aerului (13,1 g/m3N).

• Pierderile de căldură prin pereţii cuptorului şi prin tubulatura exterioară se calculează cu relaţiile (5.100) şi (5.101).

Pentru pierderile prin vatra cuptorului, conform instrucţiunilor, în cazul cuptoarelor aşezate p pardoseală, pierderile specifice se consideră 581,53 W/m2, considerate la secţiunea orizontală a cuptorului de la nivelul solului. Datorită existenţei carcaselor inferioare ale vagoneţilor, aceste pierderi se majorează cu 35 %, folosindu-se valoarea:

78553,581*35,1, ==vatrarcQ W/m2 (5.135)

Pierderile de căldură prin pereţi şi vatră sunt:


hprc

hprcprc Q

tshQQ ,,, 25,655

]/[1846][3600][336

=τ

= [kJ/t] (5.136)

unde: Qhrc,p sunt pierderile de căldură, exprimate în kW.

Tabelul 5.29 prezintă elementele de calcul ale bilanţului termic, iar tabelul 5.30 prezintă elementele bilanţului termic.

Tabelul 5.29

Elementele de calcul ale bilanţului termic Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1 2 3 4 5 1. Căldura chimică a combustibilului Qcc 103 kJ/t 2618,12 2. Căldura degajată prin reacţii exoterme Qex 103 kJ/t 69,09 3. Entalpia combustibil ic kJ/m3

N 41,87 4. Căldura sensibilă a combustibilului Qsc 103 kJ/t 3,08 5. Căldura specifică a cărămidei (la 27 ºC) cp,car kJ/(kg ºC) 1,065 6. Căldura specifică a apei din cărămidă (la 27 ºC) cp,apa kJ/(kg ºC) 4,187 7. Căldura specifică a vagoneţilor (la 27 ºC) cp,vag kJ/(kg ºC) 0,502 8. Căldura specifică a şamotei (la 27 ºC) cp,capt kJ/(kg ºC) 1,065 9. Greutatea apei din materialul introdus Gapa t/τ 193,8

10. Greutatea metalică a vagoneţilor Gmet t/τ 722,35 11. Greutatea căptuşelii refractare a vagonet. Gcapt t/τ 1123,65 12. Căldura sensibilă a materialului intrat Qsm 103 kJ/t 64,06 13. Volumul specific real de aer de ardere VL m3

N/m3N 10,88

14. Entalpia aerului de ardere (la 27 ºC) iL kJ/m3N 35,05

15. Căldura sensibilă a aerului de ardere QL 103 kJ/t 28,05 16. Debitul de aer insuflat în cuptor Dt Din m3/h 36500 17. Debitul de aer insuflat în cuptor DT m3

N/h 33215 18. Debitul de aer utilizat la ardere DC m3

N/h 4397,33 19. Căldura intrată cu aerul de răcire Qar 103 kJ/t 183,85 20. Căldura specifică a cărămizilor la ieşire (la 120

ºC) cpp kJ/(kg ºC) 1,063

21. Căldura sensibilă a produsului principal la ieşirea din cuptor

Qpp 103 kJ/t 127,62

22. Căldura specifică a vagoneţilor – a părţii metalice ( la 138 ºC)

cp,met kJ/(kg ºC) 0,502

23. Căldura specifică a şamotei (la 95 ºC) cp,capt kJ/(kg ºC) 1,063 24. Căldura specifică dispozitivelor auxiliare intrate Qa 103 kJ/t 88,58 25. Cantitatea de apă de îmbibaţie A1 t/τ 112,20 26. Cantitatea de apă de cristalizare A2 t/τ 81,6 27. Căldura latentă de vaporizare a apei R kJ/kg 2500 28. Căldura specifică a vaporilor de apă ( la 365 ºC) cpm kJ/(kg ºC) 1,934 29. Căldura consumată pentru evaporarea umidităţii Qev 103 kJ/t 336,57 30. Căldura consumată pentru degajarea unui kg de

apă de cristalizare qhid kJ/kg 330,77

31. Căldura consumată pentru degajarea apei de cristalizare

Qhid 103 kJ/t 14,62


continuare (tabel 5.29) 1 2 3 4 5

32. Debitul de aer evacuat din cuptor Dev m3/h 34969 33. Volumul gazelor de ardere ieşite prin

neetanşietăţi Vga m3/τ 468119

34. Entalpia gazelor de ardere iga kJ/m3N 98,35

35. Pierderile de căldură sensibile cu gazele de ardere

Qga 103 kJ/t 467,08

36. Entalpia aerului evacuat (la 365 ºC) iar kJ/m3N 487,32

37. Pierderile de căldură sensibilă cu aerul cald evacuat

Qevc 103 kJ/t 387,14

38. Cantitatea de apă din aerul introdus în cuptor Au kg/ τ 146199 39. Căldura necesară încălzirii vaporilor de apă din

aerul introdus în cuptor Qau 103 kJ/τ 61,28

40. Căldura pierdută cu gazele de ardere ce ies prin neetanşietăţi

Qgo 103 kJ/τ 133,57

41. Căldura radiată prin neetanşietăţi Qro 103 kJ/τ 203,70 42. Căldura pierdută prin pereţi şi tubulatura

exterioară Qrc 103 kJ/τ 1122,47

43. Căldura totală intrată QT 103 kJ/τ 2966,25 44. Căldura consumată util Qu 103 kJ/τ 56,739 45. Căldura total pierdută Qp 103 kJ/τ 2375,24

Indicii tehnico-economici de funcţionare a cuptorului sunt:

• gradul de încărcare a cuptorului (vezi relaţia 5.104):

91,0/48000

/330141846

==ψant

anzilezile

t

(5.137)

• gradul de utilizare a capacităţii de producţie a cuptorului:

09,140000

33014186

8760==

ψ=ϕ anN (5.138)

• randamentul termic al procesului tehnologic (vezi relaţia 5.105):

13,1910025,2966

39,567==ηt % (5.139)

• randamentul utilizării combustibilului (vezi relaţia 5.106):

37,810012,2618

86,239812,2618=

−=ηc % (5.140)


Tabelul 5.30

Bilanţul termic al cuptorului tune pentru cărămizi refractare Călduri intrate Călduri ieşite

Denumirea 103 kJ/t % Denumirea 103 kJ/t % Qcc 2618,12 88,26 Căldura utilă Qex 69,09 2,33 Qpp 127,62 4,30 Qsc 3,08 0,10 Qa 88,48 2,99 Qsm 64,06 2,16 Qev 336,57 11,35 QL 28,05 0,95 Qhid 14,62 0,49 Qar 183,85 6,20 Qu 567,39 19,13

Căldura pierdută Qga 467,08 15,75 Qac 387,14 13,05 Qau 61,28 2,07 Qgo 133,57 4,50 Qro 203,70 6,87 Qrc 1122,47 37,83 ΔQp 23,62 0,80 Qp 2398,86 80,87

QT 2966,25 100 QT 2966,25 100

• coeficientul de recuperare a căldurii (vezi relaţia 5.107):

95,010010*25,2966

05,35*336*33,43971846

1

3 ==ρ % (5.141)

• consumul specific de căldură a procesului este QT=2966,25*103 kJ/t cărămizi;

• consumul specific de combustibil al procesului este Qcc=2618,12*103 kJ/t cărămizi.

5.10 BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNUI CUPTOR DE FORJE

Cuptorul de forjă cu suprafaţa vetrei de 4 m2 este dotat cu un recuperator convectiv pentru încălzirea aerului de ardere, montat în canalul de gaze de ardere subteran, în imediata vecinătate a cuptorului. Cuptorul utilizează drept combustibil gazul natural. Cuptorul fiind dotat cu un recuperator pentru preîncălzirea aerului de ardere, care reintroduce căldura recuperată în spaţiul de lucru, s-au stabilit două contururi de bilanţ (figura 5.6):

• primul contur cuprinde atât cuptorul, cât şi recuperatorul;

• cel de al doilea contur cuprinde numai recuperatorul.

Rezultatele măsurărilor efectuate în vederea determinării elementelor bilanţurilor termice sunt prezentate în tabelul 5.31.

Ecuaţia bilanţului termic pe ansamblul cuptor-recuperator este:


acrcrogochggappsmLscccT QQQQQQQQQQQQ ++++++=+++= [kJ/u.p.p.]

(5.142)

unde: Qcc, Qsc sunt căldura chimică, respectiv sensibilă a combustibilului; QL – căldura introdusă cu aerul de ardere; Qsm – căldura sensibilă a materialului introdus în cuptor; Qpp – căldura sensibilă a materialului care părăseşte cuptorul; Qga – căldura pierdută cu gazele de ardere evacuate din cuptor la coş; Qchg – căldura pierdută prin arderea chimic incompletă; Qgo – căldura pierdută cu gazele de ardere prin orificii deschise; Qrc – căldura pierdută prin pereţii cuptorului; Qro – căldura pierdută prin radiaţia prin orificii deschise; Qac – căldura acumulată în zidăria cuptorului.

Ecuaţia bilanţului termic pe recuperator este:

maLgaL QQQQQ ++=+ ´´´´´´ga [kJ/u.p.p.] (5.143)

unde: Q´ga, Q´´ga sunt căldura intrată, respectiv ieşită, cu gazele de ardere; Q´L, Q´´L – căldura intrată, respectiv ieşită cu aerul; Qma – pierderile de căldură în mediul ambiant.

Fig. 5.7 Conturul bilanţurilor termice ale cuptorului.

Elementele bilanţului termic al ansamblului cuptor-recuperator s-au determinat folosind aceiaşi metodologie ca şi pentru exemplele de mai sus. Calculul elementelor bilanţului sunt prezentate în tabelul 5.32, iar tabelul 5.33 prezintă elementele principale ale bilanţului termic pentru cuptor. Elementele bilanţului termic al recuperatorului au fost calculate în tabelul 5.34 şi sintetizate în tabelul 5.35.

Recuperatorul fiind montat subteran, în canalul de gaze de ardere pierderile de căldură în mediul ambiant s-au putut calcula numai de la suprafaţa canalului, pierderile de căldură către sol, inclusiv pe porţiunea cuptor-recuperator s-au determinat din condiţiile de închidere a bilanţului.

Cuptor

Arzător

Recuperator La coş

Ventilator aer

Contur de bilanţ 1

Contur de bilanţ 2


Tabelul 5.31

Rezultatele măsurărilor efectuate Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1. Greutatea şarjei Pp kg 1600 2. Temperatura iniţială a şarjei tmi ºC 22 3. Temperatura şarjei la evacuarea din cuptor tme ºC 1100 4. Consumul de combustibil Ch m3

N/h 59 5. Temperatura combustibilului tc ºC 16 6. Durata şarjei τg ore 3 7. Temperatura aerului la intrarea în recuperator t´L ºC 24 8. Temperatura aerului la ieşirea în recuperator t´´L ºC 150 9. Temperatura gazelor de ardere la ieşirea din cuptor t´g ºC 640

10. Temperatura gazelor de ardere la ieşirea din recuperator

t´´g ºC 500

11. Temperatura gazelor de ardere în cuptor tgo ºC 1220 12. Suprapresiunea gazelor de ardere în cuptor p N/m2 8 13. Compoziţia chimică a gazelor de ardere uscate CO2

O2 CO N2

% % % %

7 7 1 85

14. Suprafaţa orificiilor deschise • neetenşietăţi la usi • patru orificii circulare

F1 F2

m2 m2

0,02

0,002 15. Timpul de deschidere al orificiilor τ0 ore 3 16. Grosimea peretelui cuptorului L m 0,3 17. Temperatura pereţilor exteriori ai cuptorului tp ºC 130 18. Suprafaţa capacului recuperatorului Sr m2 1,2 19. Presiunea barometrică B N/m2 99085 20. Temperatura stabilizată a pereţilor interiori ai

cuptorului tzs ºC 1200

21. Temperatura iniţială a pereţilor interiori tzi ºC 1135 22. Greutatea zidăriei cuptorului Gz kg 44000

Recuperatorul fiind montat subteran, în canalul de gaze de ardere pierderile de căldură în mediul ambiant s-au putut calcula numai de la suprafaţa canalului, pierderile de căldură către sol, inclusiv pe porţiunea cuptor-recuperator s-au determinat din condiţiile de închidere a bilanţului.

Pe baza elementelor bilanţului termic s-au calculat indicii tehnico-economici principali:

• gradul de încărcare a cuptorului:

8,881800

1600100=

==ψpu

p

PP

% (5.144)

unde: Ppu este capacitatea nominală a cuptorului (Ppu=1800 kg/şarjă).

• randamentul termic:


8,241005,3986

6,101001100100 =−

=−

==ηT

smpp

T

ut Q

QQQQ

% (5.145)

• randamentul utilizării combustibilului:

5,241002,3927

7,29652,3927100 =−

=−

=ηcc

pccc Q

QQ % (5.146)

unde: 7,2965=+++++= acmarochggogap QQQQQQQ [kJ/u.p.p.] (5.147)

• coeficientul de recuperare a căldurii:

2,61005,398646292100

´´́100 LL =

−=

−==ρ

TT

recup

QQQ

QQ

% (5.148)

Tabelul 5.32

Calculul elementelor bilanţului termic al cuptorului Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1 2 3 4 5 1. Cantitatea de combustibil arsă efectiv în cuptor C m3

N 177 2. Căldura chimică a combustibilului Qcc kJ/u.p.p. 3927,2 3. Căldura sensibilă a combustibilului Qsc kJ/u.p.p. 2,7 4. Coeficientul de exces de aer λ - 1,4 5. Cantitatea d aer introdusă la arzător pentru 1 m3

N de combustibil

Va m3N/m3

N 13,33

6. Căldura introdusă cu aerul de ardere QL kJ/u.p.p. 46 7. Căldura introdusă cu materialul şarjei Qsm kJ/u.p.p. 10,6 8. Căldura totală intrată în cuptor QT kJ/u.p.p. 3986,5 9. Căldura sensibilă a materialului care părăseşte

cuptorul Qpp kJ/u.p.p. 1001

10. Volumul de gaz pierdut orar prin orificiile deschise ale cuptorului

vhgo m3

N/h 99,4

11. Volumul de gaze pierdut prin orificii în timpul şarjei

vgo m3N 298,2

12. Cantitatea de gaze de ardere uscate rezultate prin arderea 1 m3

N combustibil Cgu m3

N/m3N 12,5

13. Volumul de vapori de apă rezultaţi prin arderea 1 Nm3

combustibil VH2O m3

N/m3N 2,16

14. Volumul de gaze de ardere umede rezultat din arderea 1 Nm3 combustibil

Vg m3N/m3

N 14,66

15. Compoziţia gazelor de ardere umede din cuptor CO2´ O2´ CO´ N2´

H2O´

% % % % %

5,97 5,97 0,85

72,48 14,73

16. Cantitatea de gaze de ardere ieşită pe coş în timpul şarjei

Vgs m3N 2296,6

17. Entalpia gazelor de ardere evacuate la coş i´´g kJ/m3N 703,9


continuare tabel 5.32 1 2 3 4 5

18. Căldura pierdută cu gazele de ardere evacuate pe coş

Qga kJ/u.p.p. 1010,4

19. Entalpia gazelor de ardere scăpate din cuptor prin orificiile deschise

igo kJ/m3N 1852,3

20. Căldura pierdută cu gazele de ardere scăpate prin orificiile deschise

Qgo kJ/u.p.p. 345,2

21. Căldura pierdută prin arderea chimică incompletă Qchg kJ/u.p.p. 174 22. Coeficientul de diafragmare al orificiilor deschise

• neetanşietăţi la uşă • orificiile circulare

φ - 0,55 0,53

23. Căldura pierdută prin radiaţie prin orificii deschise

Qro kJ/u.p.p. 25,1

24. Coeficientul de convecţie de la peretele cuptorului la mediul ambiant (pentru suprafeţe izoterme)

α1 α2 α3 α4 α5 α6

W/(m2 ºC)

9,3 12,2 12,3 11,5 11,1 14,7

25. Căldura pierdută în mediul ambiant prin suprafaţa cuptorului

Qcma kJ/u.p.p. 157,6

26. Căldura pierdută în mediul ambiant prin suprafaţa recuperatorului

Qrma kJ/u.p.p. 58,4

27. Temperatura medie ponderată a suprafeţei exterioare a cuptorului în regim stabilizat

tspm ºC 66

28. Temperatura medie a suprafeţei exterioare a cuptorului la începutul şarjei

tipm ºC 54

29. Temperatura medie a zidăriei în regim stabilizat tsmz ºC 633

30. Temperatura medie a zidăriei la începutul şarjei timz ºC 594,5 31. Cantitatea de căldură acumulată în zidărie Qac kJ/u.p.p. 1195

Tabelul 5.33

Bilanţul termic al ansamblului cuptor-recuperator Călduri intrate Călduri ieşite

Denumirea kJ/u.p.p. % Denumirea kJ/u.p.p. % Qcc 3927,2 98,50 Qpp 1001,0 25,11 Qsc 2,7 0,07 Qga 1010,4 25,34 QL 46 1,16 Qgo 345,2 8,66 Qsm 10,6 0,27 Qchg 174,0 4,36 QT 3986,5 100 Qro 25,1 0,63

Qcma 157,6 3,96

Qrma 58,4 1,46

Qac 1195 29,98 Eroare bilanţ 19,8 0,50 Căldură

ieşită 3986,5 100


Tabelul 5.34

Calculul elementelor bilanţului termic al recuperatorului Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1. Cantitatea de căldură intrată cu aerul Q´L kJ/u.p.p. 46 2. Entalpia gazelor de ardere la intrarea în

recuperator i´ga kJ/Nm3 915,97

3. Cantitatea d căldură intrată cu gazele de ardere Q´ga kJ/u.p.p. 1314,8 4. Cantitatea totală de căldură intrată QT kJ/u.p.p. 1360,8 5. Cantitatea de căldură ieşită cu aerul preîncălzit Q´´L kJ/u.p.p. 292 6. Cantitatea de căldură ieşită cu gazele de ardere

evacuate la coş Q´´ga kJ/u.p.p. 1010,4

7. Coeficientul de convecţie de la suprafaţa capacului recuperatorului la mediul ambiant

αc W/(m2 ºC) 15,5

8. Cantitatea de căldură pierdută în mediul ambiant prin capacul recuperatorului

Qrcma kJ/u.p.p. 13,3

9. Cantitatea de căldură pierdută către sol în zona recuperatorului

Qrsma kJ/u.p.p. 45,1

10. Coeficientul de reţinere a căldurii al recuperatorului

ηr % 80,8

Tabelul 5.35

Elementele bilanţului termic al recuperatorului Călduri intrate Călduri ieşite

Denumirea kJ/u.p.p. % Denumirea kJ/u.p.p. % Q´ga 1314,8 96,6 Q´´ga 1010,4 74,2 Q´L 46,0 3,4 Q´´L 292,0 21,5 QT 1360,8 100 Qrc

ma 13,3 1,0 Qrs

ma 45,1 3,3 Qe 1360,8 100

5.11 BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRESIE MECANICĂ

Instalaţia frigorifică cu compresie mecanică are schema din figura 5.8.

Instalaţia frigorifică este cu compresie mecanică într-o treaptă a vaporilor de amoniac şi cu două trepte de laminare. Instalaţia este echipată cu două compresoare cu piston de tipul 2AV20. Compresoarele funcţionează în regim uscat, asigurând vapori saturaţi uscaţi de amoniac, rezultaţi din separatoarele SL1 şi SL2. Vaporii supraîncălziţi refulaţi de cele două compresoare, intră în condensatorul comun C unde sunt condensaţi cu apă de răcire. Condensatul rezultat se subrăceşte izobar în subrăcitorul SR, comun celor compresoare.

Amoniacul lichid se laminează în ventilele VL1 şi VL2. Amestecul lichid şi vapori format în urma laminării ajunge în separatoarele SL1 şi SL2 care asigură funcţionarea în regim uscat a compresoarelor şi alimentarea numai cu lichid a vaporizatoarelor V1 şi V2.


Fig. 5.8 Schema de principiu a instalaţiei frigorifice cu compresie Amoniacul lichid rezultat din separatoarele SL1 şi SL2, ajuns în vaporizatoarele VL1 şi VL2 vaporizează pe baza căldurii preluate de la agenţii frigorifici de transport folosiţi. Vaporii formaţi se reintroduc în separatoarele SL1 şi SL2, unde are loc separarea fazei lichid de vapori, aceştia fiind aspiraţi de compresoare.

Frigul este livrat consumatorilor cu ajutorul a două circuite de transport:

• un circuit de apă răcită;

• un circuit de saramură cu compoziţia gravimetrică 80 % apă şi 20 % sare (NaCl).

Caracteristicile tehnice ale compresoarelor sunt prezentate în tabelul 5.36.

Ecuaţia generală a bilanţului termoenergetic al unei instalaţii cu ciclu invers cu compresie mecanică de vapori este:

scjrmeifcjri QQQQPPQQQQQP ∆+++++∆=∆+++++ 2,2,2,1,1,1, [kW]

(5.149)

Apă de răcire

C

SR

3

2

2´ 2´ ́

C C

1 ́

6 ́

SL1

5 ́ V1

Apă răcită

VL1 4 ́

VL2 4´́

SL2

6´́

1´ ́

5´́ V2

Saramură


Tabelul 5.36

Caracteristicile tehnice ale compresoarelor cu piston tip 2AV20 Caracteristica U. M. Valoarea

Număr cilindri, z Buc. 2 Diametrul cilindrilor, d m 0,200 Cursa pistonului, C m 0,160 Spaţiul vătămător, C0 m 0,003 Turaţia compresorului, n Rot/min 380 Cilindree momentană M3/s 0,063611 Puterea electromotorului KW 40 Debit apă răcire cilindrii kg/h (kg/s) 750 (0,208)

unde: Pi este puterea consumată de motoarele de antrenare ale compresoarelor; Qr,1, Qr,2 – căldura introdusă şi ieşită din conturul de bilanţ cu apa de răcire a cilindrilor compresoarelor; Qj,1, Qj,2 – căldura introdusă şi ieşită din conturul de bilanţ cu agentul de transport a frigului; Qf – căldura preluată de agentul frigorific din spaţii răcite direct; ΔQi – aportul de căldură din mediul ambiant către elementele instalaţiei cu temperaturi inferioare mediului; ΔQs – pierderile de căldură către mediul ambiant; Qc,1, Qc,2 – căldura intrată, respectiv ieşită cu apa de răcire a condensatorului instalaţiei; ΔPe – pierderile electrice în motoarele de antrenare; ΔPm – pierderile mecanice în compresoare.

Explicitând diferitele energii şi cantităţi de căldură, relaţia (5.149) poate fi scrisă sub forma:

∑ ∑∑∑∑= ====

=∆+++++o

k

r

llikf

m

icpcjpjj

n

ipir

n

ii QQtcDtcDtcDP

1 1,,

1,1,1

11,

1

∑∑∑∑∑=====

∆++++∆+∆=r

llscpc

m

jjpjj

n

iipir

n

iim

n

iie QtcDtcDtcDPP

1,,2

1,2

1,2,

1,

1, [kW]

(5.150)

unde: Pi este puterea electrică absorbită de la reţeaua electrică de alimentare de către compresorul i al instalaţiei frigorifice, în kW; Dr,i – debitul de apă de răcire a cilindrilor compresorului i, în kg/s; t1 – temperatura apei de răcire la intrarea în condensatorul instalaţiei şi în cilindrii compresoarelor, în ºC; Dj – debitul de agent de transport de tipul j răcit de instalaţi, în kg/s; t1,j, t2,j – temperatura de intrare, respectiv de ieşire a agentului de transport de tipul j, în şi din conturul de bilanţ, în ºC; Dc – debitul de apă de răcire a condensatorului şi subrăcitorului instalaţiei, în kg/s; Qf,k – debitul de căldură primită direct de agentul frigorific (de lucru) dintr-un spaţiu răcit k, în kW; ΔQi,l – aportul de căldură din mediul ambiant către elementele instalaţiei frigorifice cu temperaturi sub cele ale mediului ambiant, în kW; ΔPe,i – pierderile electrice în motorul de antrenare al compresorului i, în kW; ΔPm,i – pierderile mecanice în compresorul i, în kW; t2,i – temperatura de ieşire a apei de răcire din cilindrii compresorului i, în ºC; t2,c – temperatura de ieşire a apei de răcire din condensatorul instalaţiei, în ºC; ΔQs,l – pierderile de căldură în mediul ambiant de la elementele instalaţiei frigorifice cu temperaturi superioare mediului


ambiant, în kW; cp, cpj – căldura specifică a apei, respectiv a agentului de transport de tip j, în kJ/(kg ºC).

În relaţia (5.150), trebuie îndeplinită condiţia m+o=n.

Termenii 6 din partea stângă şi partea dreaptă din relaţia (5.149) pot fi neglijaţi, ei intervenind în ambii membri ai relaţiei şi au acelaşi ordin de mărime ca şi erorile datorate măsurătorilor.

Căldura preluată direct de agentul frigorific (de lucru) din spaţiul k este:

( )kkkfkf iiDQ ,4,, −= [kW] (5.151)

unde: Df,k este debitul de agent frigorific care preia căldură direct din spaţiul răcit k, în kg/s; ik – entalpia vaporilor saturaţi uscaţi de agent frigorific, la presiunea pk a agentului frigorific care alimentează spaţiul răcit k, în kJ/kg; i4,k – entalpia agentului frigorific după ventilul de laminare până la presiunea pk egală cu cea de ieşire din subrăcitorul instalaţiei i4,k=i3, în kJ/kg.

Pierderile electrice în motorul de antrenare ΔPe,i se determină din bilanţul electroenergetic al motoarelor de antrenare, în kW.

Pierderile mecanice ale compresorului ΔPm,i sunt:

( )irciiicim QPPP ,,,, +−=∆ [kW] (5.152)

unde:

iliic PPP ,, ∆−= [kW] (5.153)

( )iipirirc ttcDQ ,1,2,, −= [kW] (5.154)

( )ivicifii iiDP ,,,, −= [kW] (5.155)

( )

iiv

ffpffir ii

ttcDD

,4,

,2,1, −

−= , pentru i=j=1...m [kW] (5.156)

iiv

kfif ii

QD

,4,

,, −

= , pentru i=k=(n-m)...n [kW] (5.157)

unde: Pc,i este puterea transmisă de motorul electric compresorului, în kW; Qrc,i – căldura evacuată cu apa de răcire a cilindrilor i, în kW; Pi,i – puterea internă consumată în compresor pentru modificarea stării agentului frigorific din punctul 1,i în punctul 2,i, în kW; Df,i – debitul de agent termic comprimat de compresorul i, în kg/s; iv,i, ic,i – entalpiile agentului frigorific în starea 1,i (ieşire vaporizator), respectiv în starea 2,i (intrare condensator), în kJ/kg; i4,i – entalpia agentului frigorific după laminare, i4,i =i3, în kJ/kg.

Stările 1,i şi 2, i corespund stării vaporilor de agent frigorific la aspiraţia acestora de către compresorul i, respectiv la refularea lor în procesul real.

Randamentul mecanic al compresorului i este:


ic

imim P

P

,

,. 1

∆−=η (5.158)

Coeficientul de livrare al compresorului i (numai pentru compresoare cu piston) este:

nV

vDCnzdvD

c

ivifivifi

38039,76 ,,2

,, ==λ (5.159)

unde: vv,i este volumul specific al vaporilor saturaţi uscaţi aspiraţi de compresorul i (corespunzător stării 1,i, adică vapori saturaţi uscaţi la presiunea pv,i), în m3/kg; d – diametrul cilindrului, în m; C – cursa pistonului, în m; n – turaţia compresorului, în rot/min; z – numărul de cilindri; Vc – cilindreea momentană, în m3/s.

Coeficientul politropic al compresiei reale în compresorul i se calculează cu relaţia:

( )( )ivc

ii

in ppTT

n ,

,1,2

, /ln/ln

11−= (5.160)

unde: T2,i şi pc sunt parametrii de stare la refularea vaporilor comprimaţi (proces real), în K şi respectiv în N/m2; T1,i şi pv,i – parametrii de stare la aspiraţia vaporilor de către compresor, în K şi respectiv în N/m2.

Literatura de specialitate recomandă pentru compresoare răcite corespunzător, valorile np=1,1 pentru agentul frigorific amoniac şi np=1,0 pentru freoni. Eficienţa instalaţiei este:

• pentru nivelul de temperatură (compresorul) i:

( )

i

jjpjj

PttcD ,2,1

1

−=ε , pentru i=j=1...m (5.161)

sau:

i

kf

PQ ,

1 =ε , pentru i=k=(n-m)...n (5.162)

• globală:

( )

∑

∑∑

=

==

+−

=ε n

ii

o

kkf

m

jjjpjj

P

QttcD

1

1,

1,2,1

(5.163)

Ecuaţia bilanţului termic poate fi scrisă şi sub forma:

crmefji QQPPQQP ∆+∆+∆+∆=+∆+ (5.164)


unde:

∑=

=n

iii PP

1

[kW] (5.165)

( )∑=

−=∆m

jjjpjjj ttcDQ

1,2,1 [kW] (5.166)

∑=

=o

kkff QQ

1, [kW] (5.167)

∑=

∆=∆n

iiee PP

1, [kW] (5.168)

∑=

∆=∆n

iimm PP

1, [kW] (5.169)

( )∑=

−=∆n

iiipirr ttcDQ

1,1,2, [kW] (5.170)

( )ccpcc ttcDQ ,1,2 −=∆ [kW] (5.171)

În tabelul 5.37 sunt trecute valorile mărimilor măsurate necesare întocmirii bilanţului termoenergetic, în tabelul 5.38 componentele bilanţului, iar în tabelele 5.39 şi 5.40 bilanţul termoenergetic.

Tabelul 5.37

Mărimi măsurate necesare întocmirii bilanţului termic al unei instalaţii frigorifice cu compresie mecanică de vapori

Valoarea Nr. Mărimea Simbol U. M. Compresor 1 Compresor 2

1. Putere consumată de motorul de antrenare

Pi kW 28 36

2. Turaţie n rot/min 373 378 3. Presiune aspiraţie pv,i bar 2,6 2,2 4. Temperatură aspiraţie Tv,i ºC -12 -16 5. Presiune refulare pc bar 11,8 11,8 6. Temperatură refulare Tc,i ºC 107 123 7. Temperatură apă răcire cilindri

compresor intrare T1,i ºC 10,8 10,8

8. Idem, ieşire T2,i ºC 12,5 13,3 9. Debit apă răcire cilindri

compresor Dr,i kg/s 0,153 0,14

10. Temperatură apă răcire condensator intrare

T1,c ºC 18,3

11. Idem, ieşire T2,i ºC 25,1 12. Debit apă de răcire condensator Dc kg/s 8,3167


continuare tabel 5.37 13. Temperatură agent apă rece,

intrare T1,1 ºC 11,8 -

14. Idem, ieşire T2,1 ºC 5,1 - 15. Debit agent apă rece D1 kg/s 3,221 - 16. Temperatură saramură, intrare T1,2 ºC - 8,3 17. Idem, ieşire T2,2 ºC - 0,5 18. Debit agent saramură D2 kg/s - 3,69 19. Pierderi în motorul electric de

antrenare ΔPe,i kW 3,12 3,37

20. Temperatură agent de lucru după subrăcitor

t3 ºC 29,5

Tabelul 5.38

Mărimi calculate necesare întocmirii bilanţului termoenergetic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori

Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1. Căldura introdusă cu apa de răcire a cilindrilor

compresorului Qr,1 kW 13,25

2. Căldura introdusă cu agentul termic apă rece Q1,1 kW 159,13 3. Căldura specifică a saramurii cp2 kJ/(kg ºC) 3,52 4. Căldura introdusă cu agentul termic saramură Q1,2 kW 108,02 5. Căldura introdusă cu apa de răcire a

condensatorului Qc,1 kW 637,21

6. Pierderile în motoarele de antrenare ΔPe kW 6,49 7. Entalpie amoniac aspirat de compresorul 1 iv,1 kJ//kg 1647 8. Entalpie amoniac aspirat de compresorul 2 iv,2 kJ//kg 1642 9. Entalpie amoniac după laminare i4,i kJ//kg 539,0

10. Debit amoniac aspirat de compresorul 1 Df,1 kg/s 0,08155 11. Debit amoniac aspirat de compresorul 1 Df,2 kg/s 0,09203 12. Entalpie amoniac refulat de compresorul 1 ic,1 kJ//kg 1892 13. Entalpie amoniac refulat de compresorul 2 ic,2 kJ//kg 1933 14. Puterea internă a compresorului 1 Pi,1 kW 19,98 15. Puterea internă a compresorului 2 Pi,2 kW 26,78 16. Căldura evacuată cu apa de răcire din cilindrii

compresorului 1 Qrc,1 kW 1,0889

17. Căldura evacuată cu apa de răcire din cilindrii compresorului 2

Qrc,2 kW 1,4654

18. Pierderile mecanice ale compresorului 1 ΔPm,1 kW 3,31 19. Pierderile mecanice ale compresorului 2 ΔPm,2 kW 4,38 20. Căldura ieşită cu apa de răcire a cilindrilor

compresoarelor Qr,2 kW 15,80

21. Căldura ieşită cu agentul termic apă rece Q2,2 kW 68,78 22. Căldura ieşită cu agentul termic saramură Q2,1 kW 6,51 23. Căldura ieşită cu apa de răcire a condensatorului Qc,2 kW 873,99 24. Randamentul mecanic al compresorului 1 ηm,1 - 0,847 25. Randamentul mecanic al compresorului 2 ηm,2 - 0,866 26. Volum specific vapori amoniac aspiraţi de

compresorul 1 vv,1 m3/kg 0,4521


continuare tabel 5.38 27. Volum specific vapori amoniac aspiraţi de

compresorul 2 vv,2 m3/kg 0,5237

28. Coeficientul de livrare al compresorului 1 λ1 - 0,59 29. Coeficientul de livrare al compresorului 2 λ2 - 0,76 30. Coeficientul politropic al compresorului 1 ηp1 - 1,33 31. Coeficientul politropic al compresorului 2 ηp2 - 1,346

Tabelul 5.39

Bilanţul termic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori (după relaţia 5.149)

Călduri intrate Călduri ieşite Denumirea kW % Denumirea kW %

PI 64 6,52 ΔPe 6,49 0,66 Qr1 13,25 1,35 ΔPm 8,19 0,83 Q1,1 159,13 16,21 Qr,2 15,80 1,61 Q1,2 108,02 11,00 Q2,1 68,78 7,01 Qc,1 637,21 64,92 Q2,2 6,51 0,66 QI 981,61 100 Qc,2 873,99 89,03 Qe 979,76 99,8 ΔQ 1,85 0,2

Tabelul 5.40

Bilanţul termic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori (după relaţia 5.156)

Călduri intrate Călduri ieşite Denumirea kW % Denumirea kW %

PI 64 25,01 ΔPe 6,49 2,54 ΔQ1 90,35 35,31 ΔPm 8,19 3,2 ΔQ2 101,51 39,68 ΔQr 2,55 1,0 QI 255,86 100 ΔQc 236,78 92,54 Qe 254,01 99,28 ΔQ 1,85 0,72

Instalaţia frigorifică are un regim continuu de funcţionare, ca urmare bilanţul s-a întocmit pentru unitatea de timp. Indicatorii energetici realizaţi sunt:

• eficienţele energetice pe cele două nivele de temperatură:

227,328

35,90

1

11 ==

∆=ε

PQ

(5.172)

82,236

51,101

2

22 ==

∆=ε

PQ (5.173)

• eficienţa energetică globală:

998,264

51,10135,9021 =+

=∆+∆

=εiP

QQ (5.174)


5.12 BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII DE POMPĂ DE CĂLDURĂ CU ABSORBŢIE

Instalaţii de pompă de căldură cu absorbţie are schema din figura 5.9.

Fig. 5.9 Schema termică de principiu a pompei de căldură cu absorbţie 5 Gcal/h Br-Li. Instalaţie de pompă de căldură cu absorbţie este utilizată pentru producerea de apă caldă pentru încălzire sau pentru uz menajer având putere de 5 Gcal/h, utilizând ca agent termodinamic soluţia de Br-Li şi apă. Cu ajutorul acestei pompe de căldură se recuperează căldura sensibilă de potenţial termic scăzut (25-35 ºC) din apele industriale de răcire.

Principalele caracteristici tehnice de catalog ale acestei instalaţii sunt prezentate în tabelul 5.41. Agentul de lucru – apa – este pulverizată în vaporizator peste fascicolul de ţevi prin care circulă apa tehnologică ce urmează a fi răcită. Datorită vidului înaintat, cca. 10-15 mm Hg, din corpul vaporizatorului, agentul de lucru se vaporizează preluând căldura de la apa tehnologică. Vaporii produşi sunt absorbiţi, în absorbitor, de soluţia Br-Li care se diluează. În urma acestui proces, căldura de absorbţie este preluată de către agentul secundar care se preîncălzeşte în prima treaptă. Soluţia diluată este trimisă de către o pompă imersată, în sistemul fierbător, unde se concentrează prin fierbere cu ajutorul căldurii preluate de la aburul de joasă presiune (1,5-2 bar).

Fierbător Condensator tgv=105 ºC

Soluţie Br-Li

Abur 0,5…2 bar

Dab, iab

Schimbător de căldură

Absorbitor

Dc, tci=30…40 ºC

Apă

tv=19 ºC Vaporizator

Agent primar tr,e=20…30 ºC

tr,I=25…35 ºC

VL

Apă

Agent secundar

Dc tc,e=60…70 ºC tc=69 ºC


Tabelul 5.41

Caracteristicile tehnice de catalog ale pompei de căldură PCA 5-1 Nr. Mărimea U. M. Valoarea 1. Temperatură agent secundar intrare ºC 15-35 2. Temperatură agent secundar ieşire ºC 60-65 3. Debit agent secundar m3/h 100-170 4. Temperatură agent primar intrare ºC 25-35 5. Temperatură agent primar ieşire ºC 20-30 6. Debit agent primar m3/h 400 ± 50 7. Masă totală t 24 8. Presiune abur bar 15 ± 0,5 9. Debit abur t/h 5,5

10. Eficienţă energetică - 1,66-1,8

Vaporii de apă produşi sunt trimişi la condensator, unde cedează căldura latentă de condensare agentului secundar, care se încălzeşte în treapta a II-a până la temperatura necesară consumatorului de căldură (60-65 ºC). Soluţia de Br-Li concentrată este readusă în absorbitor prin cădere liberă, reluându-se procesul de absorbţie. Agentul de lucru condensat est trimis la rândul său spre vaporizator prin intermediul unui ventil de laminare care îi reduce presiunea până la nivelul din vaporizator.

Ecuaţia de bilanţ termic general, pentru o instalaţie cu ciclu invers cu absorbţie este dată de expresia:

=+++ ababcpccicpacirpr iDtcDtcDtcD 2,,,,,

, , , ,r p r e ca p a e c c p c e ab cD c t D c t D c t D i Q= + + + ± ∆ [kW] (5.175)

unde: Dr este debitul de apă al resursei recuperate, în kg/s; tr,i, tr,e sunt temperaturile de intrare şi respectiv ieşire la vaporizator ale resursei, în ºC; Dc,a – debitul de agent încălzit prin absorbitor, în kg/s; Dc,c – debitul de agent încălzit prin condensator, în kg/s; tc,i – temperatura agentului secundar la intrare în absorbitor, în ºC; Dab – debitul de abur la fierbător, în kg/s; iab – entalpia aburului, în kJ/kg; ta,e, tc,e – temperaturile de ieşire ale agentului secundar din absorbitor şi respectiv condensator, în ºC; ic – entalpia condensatului, kJ/kg; ΔQ – eroarea de închidere a bilanţului, în kW.

În cazul pompelor de căldură cu absorbţie, din cauza înserării pe partea de agent secundar a absorbitorului şi condensatorului, Dc,a=Dc,c=Dc ecuaţia de bilanţ devine:

QiDtcDtcDiDtcDtcD cabecpcerprababicpcirpr ∆±++=++ ,,,, [kW] (5.176)

În tabelul 5.42 sunt prezentate valorile mărimilor măsurate necesare întocmirii bilanţului termoenergetic, în tabelul 5.43 componentele calculat ale bilanţului, iar în tabelul 5.44 bilanţul termoenergetic.


Tabelul 5.42

Rezultatele măsurărilor efectuate în vederea întocmirii bilanţului termic Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1. Debitul de agent termic primar Dr kg/s

kg/h 118,0

424800,0 2. Temperatura agentului termic primar la intrare tr,i ºC 27 3. Temperatura agentului termic primar la ieşire tr,e ºC 23,5 4. Debitul de agent termic Dc kg/s

kg/h 28,0

100800,0 5. Temperatura agentului secundar la intrare tc,i ºC 18 6. Temperatura agentului secundar la ieşire tc,e ºC 62 7. Debitul de abur Dab kg/s

kg/h 1,51 5450

8. Presiunea aburului pab bar 1,65 9. Temperatura aburului tab ºC 144,5

10. Temperatura agentului motor la ieşirea din fierbător tc ºC 96 11. Temperatura agentului motor la ieşirea din fierbător tg,v ºC 105 12. Temperatura agentului de lucru la condensator tc ºC 69 13. Temperatura agentului la ieşirea din vaporizator tv ºC 19

Tabelul 5.43

Mărimile necesare întocmirii bilanţului termoenergetic Nr. Mărimea Simbol U. M. Valoarea 1. Căldura intrată cu agentul primar Qr,i kW 13311,1 2. Căldura intrată cu agentul secundar Qc,i kW 2107,7 3. Entalpia aburului la intrare în fierbător tab kJ/kg 2697,5 4. Căldura intrată cu aburul Qab kW 4084,0 5. Căldura ieşită cu agentul primar Qr,e kW 11593,9 6. Căldura ieşită cu agentul secundar Qc,e kW 7260,0 7. Entalpia condensatului la ieşirea din fierbător ic kJ/kg 403,78 8. Căldura ieşită cu condensatul subrăcit Qc kW 611,32

Tabelul 5.44

Tabel centralizator privind cantităţile de căldură intrate şi ieşite din bilanţ Călduri intrate Călduri ieşite

Denumirea kW % Denumirea kW % Qr,i 13311,1 68,25 Qr,e 11593,9 59,56 Qc,i 2107,7 10,80 Qc,e 726,0 37,30 Qab 4084,0 20,95 Qc 611,32 3,14 QI 19502,8 100,0 Qe 19405,22 100,0

Eroare bilanţ Qi-Qe=37,58 kW ε=0,19 %

Având în vedere regimul continuu de funcţionare al instalaţiei, bilanţul s-a întocmit pentru unitatea de timp. Indicatorii energetici stabiliţi în urma bilanţului termoenergetic sunt:

• puterea termică reală a pompei de căldură:

3.51527.21077260,, =−=−= icecPC QQQ [kW] (4,435 Gcal/h) (5.177)


• eficienţa energetică globală:

483,132,6114084

3,5152=

−=

−=

cab

PC

QQQ

µ (5.178)

Din bilanţ se constată că, datorită modificării condiţiilor de funcţionare a instalaţiei, la alte nivele de temperatură faţă de cele date de catalog, puterea termică (5,16 MW) şi eficienţa (1,483) sunt mai reduse.

Diferenţele finale de temperatură sunt cuprinse între 7-10 ºC, ceea ce arată o murdărire a suprafeţelor de schimb de căldură (diferenţele normale de temperatură fiind cuprinse între 3-5 ºC). Aceasta explică scăderea eficienţei energetice şi puterii termice a instalaţiei.

În vederea stabilirii condiţiilor de transfer de căldură şi modului real de funcţionare al schimbătoarelor de căldură sin schema termică a pompei de căldură, este necesară efectuarea unor bilanţuri termice pe fiecare aparat de transfer de căldură în part, cu indicarea măsurilor ce se impun a fi luate pentru aducerea instalaţiei la parametrii nominali de funcţionare.

NOTĂ. Exemplele 5.1 – 5.12 sunt preluate integral din 10. Lucrarea respectivă a fost elaborată pe baza analizelor şi bilanţurilor energetice efectuate de către membrii Catedrei de Centrale Electrice şi Energetică Industrială timp de mai mulţi ani. Trebuie precizat faptul că exemplele respective abordează problema eficienţei energetice în conformitate cu contextul existent în România în perioada anilor 80. Ele sunt afectate de limitările de natură economică corespunzătoare acelei perioade, însă corespund în totalitate cerinţelor actuale din punct de vedere tehnic şi ştiinţific.

5.13 BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI CET PROPRII DINTR-O ÎNTREPRINDERE INDUSTRIALĂ

O sucursală a unei companii aparţinând sectorului de producere a ambalajelor din hârtie şi carton din sudul Marii Britanii este alimentată cu energie electrică şi termică dintr-o CET proprie având la bază o turbină cu gaze şi un cazan recuperator. Instalaţia de turbină cu gaze (TG) este tip Ruston TB5000, cu puterea nominală de 3,5 MW la o temperatură a aerului atmosferic de circa 10 oC. Gazele evacuate din turbină sunt apoi valorificate într-un cazan de abur recuperator tip Foster Wheeler Power Ltd., prevăzut cu posibilitatea arderii suplimentare pe seama oxigenului aflat în exces în gazele de ardere eşapate din turbină. Atât pentru camera de ardere a instalaţiei de turbină cu gaze cât şi pentru arderea suplimentară în cazanul recuperator, combustibilul principal este gazul natural (GN) iar combustibilul secundar este combustibilul lichid usor (CLU).

Cazanul recuperator (CR) poate produce fără ardere suplimentară un debit maxim de abur saturat de 3,3 kg/s iar cu ardere suplimentară un debit maxim de abur saturat de 6,9 kg/s. Aburul produs de CR are presiunea cuprinsă între 14 şi 15 bar. Din debitul total de abur produs de cazan, o parte este trimis ca atare spre unii dintre consumatorii finali, iar restul este fie turbinat fie laminat în prealabil până la


presiunea de circa 4 bar. Turbina cu abur (TA), având o putere nominală de circa 0,6 MW, este de tip KKK cu contrapresiune simplă şi fără prize regenerative. Ponderea consumatorilor care cer abur de presiune mare şi respectiv a celor care cer abur de presiune mică nu este constantă pe parcursul unei zile de lucru.

Instalaţia alcătuită din TG, CR şi TA constitue în principiu un ciclu mixt gaze-abur, cu observaţia că turbina cu abur, instalată pentru a înlocui ventilul de laminare în anumite situaţii, are o pondere puţin semnificativă în producţia totală de energie electrică. Având în vedere parametrii aburului, ciclul termodinamic cu abur are performanţe foarte scăzute.

Trebuie precizat faptul că întreprinderea mai dispune de capacităţile instalate în fosta centrală termică proprie, care include trei cazane de abur de tip Maxecon, având fiecare capacitatea de circa 3,8 kg/s. Aceste cazane funcţionează pe gaz natural şi pe combustibil lichid greu (CLG) şi pot interveni în situaţii accidentale sau în momentele în care gazul natural, furnizat întreprinderii pe baza unui contract care admite întreruperi anunţate în prealabil, nu este disponibil.

Tabelul 5.45

Caracteristicile combustibililor disponibili pentru ciclul combinat Nr Tipul

combus-tibilului

Putere calorifică inferioară (PCI)

Putere calorifică superioară (PCS)

Densitate relativă

Preţ (GBP/MWh)

1 GN 34,94 MJ/m3N 38,75 MJ/m3

N 0,73 6,3 2 CLU 43,00 MJ/kg 45,50 MJ/kg 0,83 12,4 3 CLG 40,00 MJ/kg 42,50 MJ/kg 0,97 5,8

Din datele prezentate în tabelul 5.45 se poate constata că recurgerea la combustibilul lichid uşor (CLU) constitue cea mai costisitoare opţiune, costul unităţii de energie intrate cu combustibilul (MWhPCI) fiind în acest caz practic dublu faţă de celelalte variante disponibile. La momentul întocmirii auditului, cu circa 12 ani în urmă, o liră sterlină (GBP) valora circa 1,5 - 1,6 dolari SUA (USD).

La circa doi ani de la punerea în funcţiune a noii surse de energie, conducerea companiei a comandat întocmirea unui audit la nivelul sucursalei, care a cuprins şi o analiză a eficienţei energetice şi economice a noii CET. În acest scop, auditorul a utilizat datele înregistrate pe parcursul ultimului an de activitate, complectate cu o serie de măsurători care au avut ca scop să permită evidenţierea performanţelor ciclului mixt în câteva dintre cele mai probabile situaţii de funcţionare.

Analiza a avut şi scopul de a stabili performanţele reale ale noii CET la doi ani de la punerea ei în funcţiune şi compararea acestora cu indicatorii previzionaţi în studiul de fezabilitate întocmit cu circa trei ani în urmă. Proiectul fiind sprijinit financiar şi de către agenţia britanică pentru mediu şi conservarea energiei, rezultatele acestei analize au fost făcute publice pentru a servi drept exemplu altor companii dispuse să recurgă la soluţia instalării unei surse proprii de energie electrică şi termică în condiţii similare.

Datele extrase din evidenţele contabile ale companiei sunt prezentate în tabelul 5.46


Tabelul 5.46

Datele extrase din evidenţa contabilă a companiei pentru ultimul an financiar Nr. Mărimea înregistrată în evidenţa contabilă UM Valoarea 1 Energie electrică produsă şi livrată GWh/an 24,5 2 Energie electrică exportată GWh/an 7,0 3 Energie electrică importată GWh/an 0,5 4 Energie electrică produsă şi consumată GWh/an 18,0 5 Energie termică produsă şi consumată GWh/an 81,0 6 Energie termică produsă în CR GWh/an 78,0 7 Energie termică produsă în CT veche GWh/an 3,0 8 Energie primară consumată de TG GWh/an 118,0 9 Energie primară consumată de CT veche GWh/an 4,5 10 Energie primară consumată de ASCR GWh/an 24,5 11 Total energie primară consumată GWh/an 147,0

Energia primară înregistrată în contabilitatea sucursalei şi consemnată în tabelul de mai sus a fost determinată în funcţie de puterea calorifică superioară (PCS) a combustibililor consumaţi.

Măsurătorile au fost efectuate într-o singură zi, timp de circa opt ore, fiecăruia dintre cele trei regimuri de funcţionare revenindu-i o perioadă continuă de timp de cel puţin două ore.

Aparatele de măsură utilizate pentru măsurători au fost cele din dotarea instalaţiei, la care s-au adăugat mai multe termocuple NiCr/NiAl cu diametrul 0,8 mm pentru măsurarea temperaturii suprafeţelor exterioare ale pereţilor, un termohigrograf pentru măsurarea temperaturii şi umidităţii aerului atmosferic şi un analizor de gaze tip Teledyne 980 pentru determinarea compoziţiei uscate a gazelor de ardere.

Datele brute obţinute din măsurători au fost apoi analizate, eliminându-se valorile care se abăteau semnificativ de la medie sau de la tendinţele de variaţie justificate tehnic. După această sortare, cu ajutorul datelor reţinute s-au calculat valorile medii ale fiecăreia dintre mărimile măsurate.

Valorile medii ale mărimilor măsurate în fiecare dintre cele trei regimuri de funcţionare, notate RM1, RM2 şi RM3, sunt prezentate în tabelul 5.47.

Tabelul 5.47

Mărimi măsurate în fiecare dintre cele trei regimuri de funcţionare a CCGA Nr. Mărimea măsurată UM RM 1 RM 2 RM 3 1 Temperatura aerului atmosferic oC 10,0 10,0 10,0 2 Temperatura gazelor la ieşirea din TG oC 484,0 484,0 484,0 3 Temperatura gazelor la ieşirea din CR oC 137,0 136,0 135,0 4 Temperatura apei de alimentare a CR oC 88,0 88,0 88,0 5 Presiunea aburului la ieşirea din CR Bar 14,8 14,7 14,8 6 Presiunea aburului la ieşirea din TA Bar 4,2 4,3 - 7 Debitul de combustibil la TG m3

N/s 0,415 0,415 0,415 8 Debitul de combustibil la CR m3

N/s 0,225 0,125 0,0 9 Debitul de abur produs în CR Kg/s 6,50 5,08 3,30 10 Debitul de abur intrat în TA Kg/s 4,6 2,4 0,0


continuare tabel 5.47 11 Puterea electrică activă la bornele TG MW 3,36 3,36 3,36 12 Puterea electrică activă la bornele TA MW 0,54 0,22 0,0 13 CO2 % 2,55 2,55 2,55 14 CO % 0,000

5 0,0005 0,0005

15

Compoziţia gazelor de ardere uscate la ieşirea din TG

O2 % 16,4 16,4 16,4 16 Consumul propriu de energie electrică MW 0,15 0,14 0,13

În perioada efectuării măsurătorilor, combustibilul gazos a fost analizat sub aspectul compoziţiei chimice şi s-au prelevat probe pentru determinarea în laborator a puterii sale calorifice. Rezultatele sunt prezentate în tabelul 5.48.

Tabelul 5.48

Caracteristicile măsurate şi calculate ale combustibilului gazos Nr. Mărimea măsurată sau calculată UM Valoarea 1 Concentraţia de metan % 97,5 2 Concentraţia de azot % 2,5 3 Puterea calorifică inferioară MJ/m3

N 34,94 4 Puterea calorifică superioară MJ/m3

N 38,75 5 Volum specific stoechiometric de aer de ardere M3

N/m3N 9,31

6 Volum specific stoechiometric de azot m3N/m3

N 7,36 7 Volum specific stoechiometric de oxigen m3

N/m3N 1,95

8 Volum specific stoechiometric de vapori de apă m3N/m3

N 1,95 9 Volum specific stoechiometric de bioxid de carbon m3

N/m3N 0,975

10 Cifra caracteristică a combustibilului (β) - 0,80 11 Densitate normală gaz natural Kg/m3

N 0,73

Pierderile de căldură directe (prin pereţi) ale părţilor principale ale instalaţiei au fost stabilite în regimul cel mai puţin favorabil şi au fost corectate pentru celelalte două regimuri de funcţionare. Astfel, s-au măsurat ariile suprafeţelor exterioare ale pereţilor în contact cu mediul ambiant şi temperaturile acestor suprafeţe. Pentru instalaţia de turbină cu gaze şi canalele de gaze aferente ei s-a obţinut o suprafaţă de 92 m2 şi o temperatură medie de circa 75 oC. Pentru ansamblul alcătuit din cazanul de abur recuperator, turbina cu abur, instalaţia de reducere-răcire şi conductele de distribuţie din limita CET s-a obţinut o suprafaţă totală de 196 m2 şi o temperatură medie de circa 55 oC. Ţinând seama de aşezarea fiecărei porţiuni de suprafaţă, pentru fluxul de căldură specific s-au obţinut valorile medii de 708 şi respectiv 409 W/m2.

La pierderile de căldură directe (prin pereţi) aferente TG şi respectiv CR s-a adăugat şi pierderea de energie datorată arderii incomplecte a combustibilului în camera de ardere a TG şi respectiv în arzătoarele suplimentare ale CR. Conţinutul de energie sub formă de putere calorifică al oxidului de carbon s-a considerat egal cu 10,14 MJ/m3

N.

Pierderea de energie termică datorată răcirii cu aer a TG s-a determinat o singură dată, pentru o singură încărcare a maşinii, prin măsurarea debitului de aer şi a diferenţei între temperaturile aerului la ieşire şi la intrare. S-au obţinut valorile de


5,35 kg/s pentru debitul de aer de răcire şi respectiv 32,5 - 10 = 22,5 grd pentru temperatura de ieşire, pentru temperatura de intrare şi pentru diferenţa lor.

Pierderile de putere activă asociate maşinilor rotative, exprimate cu ajutorul produsului (ηm ηg), s-au determinat pe baza valorilor indicate de constructor pentru fiecare dintre cele două turboagregate. Astfel, pentru ITG la o sarcină electrică apropiată de 3,5 MW, pierderea respectivă de energie este de circa 5,75 % din puterea la borne. Pentru TA, a cărui sarcină electrică utilă variază într-un domeniu mult mai larg, pierderea respectivă de putere activă este considerată constantă în valoare absolută şi egală cu circa 12,4 % din puterea electrică la borne în regimul nominal.

Se poate constata că, spre deosebire de turbina cu abur, încărcarea turbinei cu gaze este aceeaşi în toate cele trei regimurile, aceasta fiind considerată de către auditor situaţia cea mai probabilă în care se găseşte maşina respectivă în condiţii normale de funcţionare. Încărcarea TA este influenţată de structura momentană a cererii de energie termică a consumatorilor finali din întreprindere.

Datele obţinute din măsurătorile şi determinările de laborator efectuate au fost prelucrate în vederea calculării unora dintre termenii bilanţului energetic al CET în fiecare dintre cele trei regimuri caracteristice de funcţionare.

Principala problemă care se pune la întocmirea unui bilanţ energetic al unui agregat sau al unei instalaţii care consumă combustibil fosil este legată de modul în care se exprimă conţinutul de energie al combustibilului şi anume în funcţie de puterea sa calorifică inferioară (PCI) sau în funcţie de puterea sa calorifică superioară (PCS). Există atât argumente pentru cât şi argumente contra asociate fiecăreia dintre cele două variante. În final, alegerea se face în funcţie de practica sau preferinţele auditorului sau ale celor cărora le este destinată lucrarea (bilanţul, auditul, etc).

În acest exemplu se vor sublinia implicaţiile fiecăreia dintre cele două variante, bilanţul energetic al CCGA fiind întocmit în ambele feluri. Mărimile intermediare calculate pentru stabilirea tuturor termenilor bilanţului energetic sunt prezentate în tabelele 5.49 – 5.51.

Tabelul 5.49

Mărimi intermediare calculate pornind de la datele obţinute prin măsurători şi determinări experimentale de laborator pentru primul regim (RM1)

Nr. Mărimea UM PCI PCS 1 Debitul total de combustibil m3

N/s 0,64 0,64 2 Entalpia combustibilului MW 0,01 0,01 3 Puterea calorifică intrată cu combustibilul MW 22,36 24,8 4 Concentraţia de azot în gazele de ardere uscate la

ieşirea din TG % 81,05 81,05

5 Coeficientulul de exces de aer - 4,2 4,2 6 Volumul specific de gaze de ardere uscate la

ieşirea din TG m3

N/m3N 38,18 38,18

7 Entalpia aerului atmosferic aspirat MW 0,21 0,21 8 Debitul de gaze de ardere la ieşirea din TG m3

N/s 16,65 16,65


continuare tabel 5.49 9 Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea

din TG KJ/m3

N 661,9 756,8

10 Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din TG MW 11,02 12,6 11 Debitul de gaze de ardere la ieşirea din CR m3

N/s 16,87 16,87 12 CO2 % 3,70 3,70 13 CO % 0,0008 0,0008 14 O2 % 14,09 14,09 15 N2 % 74,81 74,81 16

Compoziţia gazelor de ardere umede la ieşirea din CR

H2O % 7,4 7,4 17 Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea

din CR KJ/m3

N 182,7 327,2

18 Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR MW 3,08 5,52 19 Sarcina termică utilă a CR MW 15,67 15,67

Tabelul 5.50

Mărimi intermediare calculate pornind de la datele obţinute prin măsurători şi determinări experimentale de laborator pentru al doilea regim (RM2)


N/s 0,54 0,54 2 Entalpia combustibilului MW 0,01 0,01 3 Puterea calorifică intrată cu combustibilul MW 18,87 20,93 4 Concentraţia de azot în gazele de ardere uscate la


5 Coeficientul de exces de aer de ardere - 4,2 4,2 6 Volumul specific de gaze de ardere uscate la

ieşirea din TG m3

N/m3N 38,18 38,18


N/s 16,65 16,65 9 Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea

din TG KJ/m3

N 661,9 756,8


N/s 16,77 16,77 12 CO2 % 3,14 3,14 13 CO % 0,0008 0,0008 14 O2 % 14,76 14,76 15 N2 % 75,82 75,82 16



din CR KJ/m3

N 180,7 303,4



Tabelul 5.50

Mărimi intermediare calculate pornind de la datele obţinute prin măsurători şi determinări experimentale de laborator pentru al treilea regim (RM3)


N/s 0,415 0,415 2 Entalpia combustibilului MW 0,01 0,01 3 Putere calorifică intrată cu combustibilul MW 14,5 16,08 4 Concentraţia de azot în gazele de ardere uscate la


5 Coeficientul de exces de aer de ardere - 4,2 4,2 6 Volumul specific de gaze de ardere uscate la

ieşirea din TG m3

N/m3N 38,18 38,18


N/s 16,65 16,65 9 Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea

din TG KJ/m3

N 661,9 756,8


N/s 16,65 16,65 12 CO2 % 2,43 2,43 13 CO % 0,0008 0,000

8 14 O2 % 15,6 15,6 15 N2 % 77,11 77,11 16



din CR KJ/m3

N 178,6 273,6


Mărimile intermediare calculate în tabelele de mai sus nu prezintă o importanţă în sine pentru analiza energetică a CET, dar permit calcularea acelor termeni ai bilanţului energetic al unităţii CCGA care nu au putut fi determinaţi direct prin măsurători.

Bilanţul energetic momentan în cele trei situaţii considerate caracteristice de către auditor pentru CET (unitatea CCGA) este prezentat în tabelele 5.52, 5.54 şi 5.56. Indicatorii de performanţă energetică corespunzători fiecăruia dintre cele trei regimuri de funcţionare analizate sunt prezentaţi în tabelele 5.53, 5.55 şi 5.57.


Tabelul 5.52

Bilanţul energetic momentan al CET în primul (RM1) dintre cele trei regimuri de funcţionare alese

Nr Mărimea UM PCI PCS Intrări în conturul de bilanţ 1 Puterea calorifică intrată cu combustibilul MW 22,36 24,80 2 Entalpia aerului aspirat MW 0,21 0,21 3 Entalpia combustibilului MW 0,01 0,01 Total intrat MW 22,58 25,02 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Puterea activă la bornele TG MW 3,36 3,36 2 Pierderi de putere activă asociate TG MW 0,193 0,193 3 Pierderi de căldură asociate TG MW 0,186 0,186 4 Puterea activă la bornele TA MW 0,542 0,542 5 Pierderi de putere activă asociate TA MW 0,063 0,063 6 Pierderi de căldură asociate TA şi distribuţiei

aburului în limita CET MW 0,12 0,12

7 Pierderi de căldură ale CR MW 0,12 0,12 8 Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR MW 3,08 5,52 9 Conţinutul de căldură al aburului livrat MW 14,95 14,95 Total ieşit MW 22,62 25,06 Eroarea de închidere a bilanţului energetic % 0,16 0,14

Tabelul 5.53

Indicatorii de performanţă energetică realizaţi în primul (RM1) dintre cele trei regimuri de funcţionare caracteristice ale CET

Nr Indicatorul de performanţă energetică UM PCI PCS 1 Randamentul de producere a en electrice pentru

TG % 23,17 20,89

2 Randamentul de producere a en electrice pentru TA

% 4,89 4,89

3 Indicele de structură a producţiei de energie a CET

- 0,261 0,261

4 Randamentul global al CET % 84,26 75,98

Tabelul 5.54

Bilanţul energetic momentan al CET în al doilea (RM2) dintre cele trei regimuri de funcţionare alese

Nr Mărimea UM PCI PCS Intrări în conturul de bilanţ 1 Puterea calorifică intrată cu combustibilul MW 18,87 20,93 2 Entalpia aerului aspirat MW 0,21 0,21 3 Entalpia combustibilului MW 0,01 0,01 Total intrat MW 19,09 21,15 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Puterea activă la bornele TG MW 3,36 3,36 2 Pierderi de putere activă asociate TG MW 0,193 0,193 3 Pierderi de căldură asociate TG MW 0,186 0,186


continuare tabel 5.54 4 Puterea activă la bornele TA MW 0,223 0,223 5 Pierderi de putere activă asociate TA MW 0,052 0,052 6 Pierderi de căldură asociate TA şi distribuţiei



Tabelul 5.55

Indicatorii de performanţă energetică realizaţi în al doilea (RM2) dintre cele trei regimuri de funcţionare caracteristice ale CET


TG % 23,17 20,89


% 3,85 3,85


- 0,302 0,302


Tabelul 5.56

Bilanţul energetic momentan al CET în al treilea (RM3) dintre cele trei regimuri de funcţionare alese

Nr Mărimea UM PCI PCS Intrări în conturul de bilanţ 1 Puterea calorifică intrată cu combustibilul MW 14,50 16,08 2 Entalpia aerului aspirat MW 0,21 0,21 3 Entalpia combustibilului MW 0,01 0,01 Total intrat MW 14,72 16,30 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Puterea activă la bornele TG MW 3,36 3,36 2 Pierderi de putere activă asociate TG MW 0,193 0,193 3 Pierderi de căldură asociate TG MW 0,186 0,186 4 Puterea activă la bornele TA MW 0,0 0,0 5 Pierderi de putere activă asociate TA MW 0,0 0,0 6 Pierderi de căldură asociate TA şi distribuţiei




Tabelul 5.57

Indicatorii de performanţă energetică realizaţi în al treilea (RM3) dintre cele trei regimuri de funcţionare caracteristice ale CET


TG % 23,17 20,89


% 0,00 0,00


- 0,426 0,426


În cazul CET analizate, bilanţurile energetice momentane prezintă interes numai pentru faptul că reflectă efectele modificării anumitor mărimi asupra performanţelor unităţii în ansamblul ei. Bilanţul energetic întocmit pentru întregul an financiar este însă cel care se regăseşte ca atare într-o anumită măsură în auditul energetic, performanţele financiare ale sursei proprii de energie a sucursalei calculându-se numai pe intervale lungi, egale în general cu un an.

Tabelul 5.58

Bilanţul energetic al CET pentru ultimul an financiar Nr Mărimea UM PCI PCS Intrări în conturul de bilanţ 1 Energie primară consumată de TG GWh 106,4 118,0 2 Energie primară consumată de CR GWh 22,1 24,5 Total intrat GWh 128,5 142,5 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Energie electrică activă la bornele TG GWh 24,5 24,5 2 Energie termică produsă de CR GWh 78,0 78,0 3 Pierderi de energie de orice fel GWh 26,0 40,0 Total ieşit GWh 128,5 142,5

Vechea CT, utilizată ca instalaţie de rezervă în special în situaţiile în care gazul natural este indisponibil, a produs circa 3 GWh energie termică şi a consumat 4 GWh energie primară PCI sau 4,5 GWh PCS. Randamentul său termic realizat este de 73,9 % raportat la PCI sau 66,6 % raportat la PCS. Indicatorii de performanţă energetică ai CET sunt prezentaţi în tabelul 5.59.

Tabelul 5.59

Indicatorii de performanţă energetică ai CET pentru ultimul an financiar Nr Indicatorul de performanţă energetică UM PCI PCS 1 Randamentul de producere a energiei electrice % 19,07 17,19 2 Indicele de structură a producţiei de energie

livrate - 0,314 0,314

3 Randamentul global % 79,77 71,93


Se poate constata că randamentul anual de producere a energiei electrice are o valoare mult mai mică decât cel calculat în oricare dintre cele trei regimuri momentane de funcţionare. Acest fapt se explică prin accea că înregistrările anuale nu au făcut distincţie între consumul de energie primară al ASCR aferent producerii de energie electrică şi cel destinat exclusiv producerii căldurii. Indicatorii semnificativi sunt de altfel ultimii doi, ale căror valori se poate constata că se situează între valorile realizate în regimurile momentane studiate.

Bilanţul energetic al CET pentru un an financiar arată nivelul modest al performanţelor energetice ale CET, nivel datorat efectului de scară, concepţiei ansamblului CET şi modului de funcţionare al ciclului combinat pe parcursul unui an. Randamentul global de circa 80 % raportat la PCI este corespunzător pentru un ciclu mixt de cogenerare cu ardere suplimentară. Recurgerea la arderea suplimentară are din păcate ca efecte reducerea randamentului global şi reducerea indicelui de structură a producţiei de energie livrată. Indicatorii de performanţă energetică nu prezintă însă importanţă atâta timp cât funcţionarea CET aduce economii de cheltuieli semnificative la nivelul sucursalei prin reducerea facturii energetice. Aspectele economice sunt considerate în cadrul auditului energetic al CET.

Înregistrările referitoare la performanţele CET au permis să se calculeze disponibilitatea de timp realizată în cei doi ani de funcţionare. Din totalul de 8760 ∗ 2 = 17 520 ore, CET a funcţionat timp de 15200 de ore (7600 ore/an). În această perioadă s-au înregistrat 1280 ore de oprire pentru întreţinere şi reparaţii, din care 1000 ore reprezintă opriri planificate în perioadele în care nu a existat cerere de energie (activitatea industrială era întreruptă) iar 280 ore reprezintă opriri accidentale (neplanificate). În aceste condiţii, disponibilitatea de timp a CET atinge 91,6 %. Dacă se ia în considerare numai perioada în care a existat cerere de energie, a cărei durată este de circa 15000 ore, disponibilitatea CET ajunge la 98,1 %. Aceste valori, realizate cu mai bine de 10 ani în urmă, susţin soluţia dimensionării capacităţii de producţie a CET fără rezervă.

5.14 BILANŢUL ENERGETIC AL PROCESULUI DE ELABORARE A OŢELULUI ÎN CONVERTIZORUL LD.

Elaborarea oţelului este un procedeu discontinuu, indiferent de agregatul de elaborare. În varianta convertizorului LD, durata unei şarje este de circa o ora. Capacitatea agregatului de elaborare a şarjei este de circa 100 tone de oţel/sarjă.

Bilanţul energetic al procedeului prezintă particularitatea că nici unul dintre fluxurile de energie intrate în conturul său de bilanţ nu se regăseşte ca atare în factura energetică. Altfel spus, principalele fluxuri de energie intrate sunt căldura fizică a fontei lichide şi efectul exotermic al reacţiilor chimice de oxidare prin care se corectează compoziţia oţelului din baia metalică.

Mărimile măsurate care contribuie la calcularea termenilor bilantului sunt :

• cantităţile şi compoziţiile fluxurilor materiale care intră şi care ies;


• temperatura fontei lichide încărcate;

• temperatura oţelului şi a zgurii evacuate din convertizor.

Trebuie remarcat faptul că temperaturile ridicate ale materialelor aflate în stare lichidă (fontă, oţel, zgură) se măsoară cu o eroare care în ultimă instanţă poate afecta condiţia de închidere a bilanţului energetic.

Singurul consum organizat de energie primară care se regăseşte ca atare în factura energetică a oţelului de convertizor este consumul de gaz natural, ars în convertizor pentru preâncălzirea încărcăturii solide (fier şi fontă vechi), atunci când acest lucru este cerut de compoziţia acesteia. Consumul specific de gaz natural pentru preâncălzirea fierului vechi până la temperatura de 800 oC este estimat la 60 - 62 m3

N/ t fier vechi. Durata preâncălzirii este de circa 15 minute.

Consumul de energie primară aferent reciclării fierului şi fontei vechi şi consumul de energie necesar producerii oxigenului tehnic se regăsesc în costurile de producere a oţelului, dar nu în factura energetică.

Prima etapă a elaborarii şarjei constă în încărcarea materiilor prime şi a materialelor auxiliare. Încărcarea agregatului durează între 10 şi 20 de minute.

Insuflarea oxigenului tehnic durează circa 20 minute şi constituie etapa cea mai importantă din punct de vedere energetic. Oxigenul insuflat reacţionează cu elementele aflate în exces în baia metalică, efectul termic al acestor reacţii fiind pe ansamblu net exoterm. Repartizarea căldurii generate în agregat ca urmare a reacţiilor exoterme de oxidare între faza solidă (masa metalică) şi faza gazoasă (CO, CO2 şi O2) este o problemă dificil de rezolvat.

Cantităţile de elemente de aliere aflate în exces pot fi deduse din diferenţa între compoziţiile materilor prime principale (fonta şi fierul vechi) şi compoziţia oţelului (vezi tabelul 5.60).

Tabelul 5.60

Compoziţia elementară a fontei, fierului vechi si oţelului Compoziţia chimică elementară (%) Materialul

analizat Carbon Siliciu Mangan Fosfor Sulf Fier Fontă 4,20 0,85 0,80 0,10 0,04 92,30 Fier vechi 0,20 0,30 0,50 0,03 0,03 95,94 Oţel 0,05 0,001 0,20 0,02 0,02 99,71

Procesele chimice care au loc în perioada insuflării nu sunt stăpânite şi cunoscute integral. Principalele reacţii de oxidare au ca efect corectarea compoziţiei băii metalice. Vitezele de reacţie sunt diferite şi variază în mod continuu în timpul insuflării. Adoptând un model simplificat care constă în variaţia în trepte a vitezei de reacţie, în tabelul 5.61 sunt estimate cantităţile din fiecare element care intră în reacţia de oxidare pe parcursul insuflării. Perioada de insuflare a oxigenului este împărţită în cinci intervale a câte patru minute fiecare.


Tabelul 5.61

Repartizarea pe perioada insuflării, împărţită în cinci intervale de câte patru minute fiecare, a cantităţilor de substanţă intrate in reacţia de oxidare.

Cantitate oxidată în intervalul de timp (kg/t) Element oxidat 1 2 3 4 5

Total (kg/t)

Carbon 3,410 7,680 11,940 8,530 2,560 34,11 Siliciu 6,290 1,260 0,840 0,000 0,000 8,40 Mangan 6,190 0,440 0,260 - 1,150* 3,100 8,85 Fier 7,370 7,380 7,380 7,380 7,380 36,89 Fosfor 0,160 0,320 0,220 0,050 0,320 1,07 Sulf 0,028 0,028 0,028 0,028 0,028 0,14

*) în acest interval are loc reacţia inversă (de descompunere a oxidului de mangan)

Reacţiile chimice care au loc în convertizor şi efectele lor exoterme sunt prezentate în tabelul 5.62.

Tabelul 5.62

Efectul termic al reacţiilor chimice care au loc în convertizorul LD Nr Reacţia chimică Efectul termic (MJ/kmol) 1 C + 0,5 O2 = CO 110 2 Si + O2 = SiO2 870 3 Mn + 0,5 O2 = MnO 405 4 2 P + 2,5 O2 = P2O5 1549 5 S + O2 = SO2 297 6 Fe + 0,5 O2 = FeO 269 7 2 Fe + 1,5 O2 = Fe2O3 825 8 CO + 0,5 O2 = CO2 284 9 2CaO + SiO2 = (CaO)2 SiO2 135 10 3CaO + P2O5 =(CaO)3 P2O5 668 11 C + O2 = CO2 394

Trebuie amintit faptul că reacţiile de mai sus sunt cele mai importante dar nu sunt singurele reacţii chimice care au loc în baia metalică şi în spaţiul de deasupra acesteia. Cantităţile specifice de materii prime şi materiale solide si lichide (raportate la o tona de oţel elaborat) introduse în convertizor sunt prezentate în tabelul 5.63.

Tabelul 5.63

Cantităţile specifice de materii prime şi materiale intrate în conturul de bilanţ pentru elaborarea unei tone de oţel

Flux material intrat Greutate raportată kg/t Flux material intrat Greutate raportată kg/t Fontă lichidă 854,60 Calcar + var 98,80 Fier vechi 223,60 Fluorină de calciu 0,80 Fontă veche 25,00 Gaze inerte 1,50 Dolomită 1,30 Oxigen tehnic 87,10 Total intrat: 1292,70


Bilanţul material al procedeului de elaborare trebuie complectat cu cantităţile care ies din conturul de bilanţ. Acestea sunt prezentate în tabelul 5.64, iar compoziţia elementară a zgurei şi a gazelor este prezentată în tabelul 5.65.

Tabelul 5.64

Cantităţile specifice de material care ies din conturul de bilanţ Flux material ieşit Greutate raportată kg/t Oţel lichid 1000,00 Zgură lichidă 189,00 Gaze 103,70 Total ieşit 1292,70

Tabelul 5.65

Compoziţia elementară a oţelului, zgurii şi gazelor rezultate din procedeul LD de elaborare a oţelului de convertizor

Compoziţia elementară (kg/t) Elementele componente Oţel Zgură Gaze Carbon 0,50 0,00 36,89 Siliciu 0,01 9,55 0,00 Mangan 2,00 6,16 0,00 Fosfor 0,20 0,75 0,00 Sulf 0,20 0,00 0,22 Fier 997,09 29,31 0,00 Calciu 0,00 64,44 0,00 Oxigen 0,00 47,82 64,66 Alte elemente 0,00 30,95 1,89 Total 1000,00 189,00 103,68

Bilanţul energetic al procedeului de elaborare a oţelului în convertizorul LD, întocmit pe perioada unei şarje, este prezentat în tabelul 5.66.

Tabelul 5.66

Bilanţul energetic al procedeului LD de elaborare a oţelului Intrări în conturul de bilanţ Ieşiri din conturul de bilanţ Termen % MJ/t Termen % MJ/t Fontă lichidă 50,26 1058,6 Oţel lichid 68,66 1446,3 Fier vechi 0,07 1,3 Zgură 14,68 309,3 Fondanţi 0,05 1,2 Gaze 10,37 218,4 Fontă veche 0,02 0,4 Răcire lance 1,50 32,3 Oxigen tehnic + gaze 0,05 1,2 Pierderi radiaţie 1,80 38,0 Efect exotermic 49,55 1043,6 Pierderi acumulare 2,99 63,0 Total intrat 100,00 2106,3 Total ieşit 100,00 2106,3

La prima vedere se poate constata că, sub aspect energetic, procedeul de elaborare a oţelului este unul deosebit de eficient. Pierderile de energie ale procedeului însumeaza 6,3 % din energia intrată în conturul de bilanţ, fiind legate de necesitatea răcirii unor subansamble şi de caracterul său discontinuu.


Procedeul nu consumă combustibil, energie electrică sau căldură, el fiind autosuficient din punct de vedere energetic. Circa 50 % din energie intra în conturul de bilanţ sub forma căldurii sensibile a uneia dintre materiile prime, fonta lichidă. Restul de 50 % este asigurat sub forma efectului termic al reacţiilor chimice exoterme. Fonta lichidă de primă fuziune se obţine în furnalul clasic.

Trebuie precizat faptul că bilanţul energetic al procedeului pneumatic de elaborare a oţelului nu ia în considerare conţinutul de energie potenţială chimică al gazelor de convertizor, ci doar căldura lor sensibilă. Gazele generate în timpul insuflării oxigenului conţin energie termica sub formă de căldură sensibilă, având temperatura cuprinsă între 1600 şi 1800 oC. Ele conţin şi energie potenţială chimică, în compoziţia lor aflându-se o cantitate semnificativă de oxid de carbon care poate dezvolta prin ardere o cantitate importantă de căldură, estimată la circa 10 - 10,5 MJ/m3

N.

Conţinutul de energie potenţială chimică al amestecului de gaze generate în convertizor în timpul insuflării oxigenului poate fi estimat la circa 0,74 GJ/t. Valoarea calculată a conţinutului lor de energie chimică nu este însă relevantă deoarece gazele fierbinţi care ies din convertizor se pot aprinde instantaneu la contactul cu aerul atmosferic. Potenţialul energetic recuperabil al gazelor de convertizor depinde deci de soluţia de recuperare adoptată.

Eficienţa energetică a procedeului de elaborare a oţelului în convertizorul LD nu trebuie judecată separat, ci împreună cu procedeul de elaborare a fontei de primă fuziune în furnalul clasic. Ansamblul alcătuit din furnalul clasic şi convertizorul LD constituie filiera de producere a oţelului pornind de la minereu de fier si cocs metalurgic.

5.15 BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII INDUSTRIALE DIN SECTORUL CHIMIEI DE SINTEZĂ

Instalaţiile de producţie din sectorul chimic şi petrochimic se caracterizează printr-o mai bună valorificare a energiei în interiorul conturului lor de bilant. Acest fapt se datoreşte preocupărilor pentru buna gospodărire a energiei care s-au manifestat în acest domeniu de activitate înca de la mijlocul deceniului al şaptelea. Caracterul special al instalaţiilor şi utilajelor chimice constă în faptul că, de cele mai multe ori, furnitura este complectă, fiind avute în vedere şi aspectele energetice încă din faza de concepţie.

Integrarea concepţiei de alimentare cu energie în fluxul tehnologic este cu atât mai justificată în cazul în care aceasta include într-o masură semnificativă recuperarea interna a res. Rezultă o situaţie specifică unui întreg sector industrial, în care instalaţiile tehnologice nu mai pot fi separate în instalaţii de producţie şi utilităţi. Ele constitue un întreg în care părţile componente au destinaţii diferite, dar sunt legate organic între ele şi nu pot funcţiona separat.

Costurile totale de producţie realizate de instalaţia industrială de sinteză pe perioada unui an financiar se ridică la circa 9,3 milioane USD. Instalaţia consumă gaz natural, care are dublul rol de materie primă şi purtător de energie primară.


Desfăşurarea în bune condiţiuni a procesului tehnologic propriu-zis necesită căldură sub forma de abur tehnologic şi lucru mecanic pentru antrenarea unor maşini rotative (compresoare, ventilatoare, pompe, etc).

Atât lucrul mecanic pentru antrenare cât şi aburul tehnologic sunt asigurate prin recuperarea şi valorificarea căldurii disponibilizate din motive tehnologice într-un ciclu termodinamic direct, care furnizeaza atât lucru mecanic pentru antrenare cât şi căldură sub forma de abur tehnologic. Modulul energetic al instalaţiei de sinteză include deci cazanele de abur recuperatoare, turbinele cu abur, anexele lor şi maşinile antrenate direct de către turbine. El poate fi numit centrală electrică de termoficare recuperatoare (CETR).

Separarea produsului sintetizat implică răcirea unor debite mari de gaze de proces mult sub temperatura mediului ambiant (refrigerare), condiţii în care substanţa respectivă condensează şi poate fi astfel separată din amestecul de gaze de proces. Răcirea este asigurată de o instalaţie frigorifică cu comprimare mecanică de vapori (IFCMV), concepută special şi adaptata acestui scop.

Indiferent de statutul juridic al instalaţiei de sinteză (care poate funcţiona separat sau poate fi integrată într-un combinat chimic), rezultatele activităţii sunt monitorizate separat, existând o evidenţă contabilă proprie. Din punct de vedere al schimburilor de energie între părţile componente ale instalaţiei de sinteză, ea poate fi împărţită în trei părţi (module) :

• instalaţia tehnologică propriu-zisă (modulul tehnologic), în care intră materiile prime, se desfăşoară procesul de sinteză şi se obţine produsul principal;

• centrala de forţă recuperatoare (modulul energetic), care furnizează energia mecanică pentru antrenare si energia termică sub formă de abur tehnologic necesare bunei desfăşurări a procesului de sinteză;

• instalaţia frigorifică (modulul frigorific), care asigură răcirea gazelor şi separarea prin condensare a produsului principal.

Reacţiile chimice care au loc de-a lungul fluxului tehnologic sunt pe ansamblu exoterme, contribuind la acoperirea necesarului de căldura al procesului de sinteză. Lucrul mecanic consumat pentru antrenarea maşinilor rotative se regaseşte şi el, în mare măsură, în căldura sensibilă a fluidelor vehiculate.

Consumul de purtători de energie al unităţii de producţie pentru ultimul an financiar este prezentat în tabelul 5.67. Dintre purtătorii de energie achiziţionaţi din exterior, motorina este destinată exclusiv transportului intern şi desfacerii produsului finit, care presupune transportul la distanţă cu autocisterne termoizolante.


Tabelul 5.67

Consumul de purtători de energie al unităţii pentru ultimul an financiar Nr Tipul purtătorului de energie achiziţionat UM Consumul 1 Gaz natural (combustibil) TJ/an 680,0 2 Gaz natural (procesare) TJ/an 1295,0 3 Motorină TJ/an 10,0 4 Energie electrică TJ/an 25,0 5 Total energie intrată TJ/an 2010,0

Bilanţul energetic pentru un an de activitate în condiţii normale este întocmit pentru fiecare dintre părţile unităţii şi pentru întregul ansamblu. Cele patru bilanţuri sunt prezentate în tabelele 5.68 – 5.71.

Tabelul 5.68

Bilanţul energetic al modulului tehnologic al instalaţiei de sinteză Nr. Termenul bilanţului energetic TJ/an % Intrări în contur 1 Gaz natural cu rol de combustibil 680,0 57,87 2 Lucru mecanic de comprimare transformat în

căldură sensibilă 112,0

9,36

3 Căldură sub formă de abur tehnologic 280,0 23,83 4 Efectul exotermic al reacţiilor chimice 105,0 8,94 5 Total intrat în conturul de bilanţ 1177,0 100,00 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Căldură recuperată în cadrul CETR 890,0 75,74 2 Căldură preluată de apa de racire 107,0 8,94 3 Frig generat de către IFCMV 107,5 9,15 4 Căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din

instalaţie 50,0

4,25

5 Alte pierderi de energie 22,5 1,92 6 Total ieşit din conturul de bilanţ 1177,0 100,00

Tabelul 5.69

Bilanţul energetic al modulului energetic al instalaţiei de sinteză Nr. Termenul bilanţului energetic TJ/an % Intrări în conturul de bilanţ 1 Căldura recuperată din instalaţie 890,0 100,00 2 Total intrat în conturul de bilanţ 890,0 100,00 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Lucru mecanic pentru antrenare 175,0 19,66 2 Căldură sub formă de abur tehnologic 280,0 31,46 3 Pierderi de energie 435,0 48,88 4 Total ieşit din conturul de bilanţ 890,0 100,00


Tabelul 5.70

Bilanţul energetic al modulului frigorific al instalaţiei de sinteză Nr. Termenul bilanţului energetic TJ/an % Intrări în conturul de bilanţ 1 Lucru mecanic pentru antrenarea compresorului

frigorific 40,0

27,12

2 Frig (căldura extrasă din instalaţie) 107,5 72,88 3 Total intrat în conturul de bilanţ 147,5 100,00 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Căldura evacuată în atmosferă 144,0 97,63 2 Pierderi de energie 3,5 2,37 3 Total ieşit din conturul de bilanţ 147,5 100,00

Însumarea bilanţurilor celor trei părţi care compun ansamblul instalaţiei de sinteză este prezentată în tabelul 5.71.

Tabelul 5.71

Bilanţul energetic al unităţii de producţie în ansamblul ei Nr. Termenul bilanţului energetic TJ/an % Intrări în conturul de bilanţ 1 Gaz natural cu rol de combustibil 680,0 83,95 2 Efectul exotermic al reacţiilor chimice 105,0 12,96 3 Energie electrică consumată pentru antrenarea unor

maşini rotative 25,0

3,09

4 Total intrat în conturul de bilanţ 810,0 100,00 Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Căldura preluată de apa de răcire 107,0 13,21 3 Căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din

instalaţie 50,0

6,17

4 Pierderi de căldură ale CETR 435,0 53,71 5 Căldura evacuată de IFCMV în atmosferă 144,0 17,77 6 Alte pierderi de energie 74,0 9,14 7 Total ieşit din conturul de bilanţ 810,0 100,00

Bilanţurile de mai sus nu au luat în considerare nici unul dintre produsele secundare ale unităţii, deoarece ele nu sunt semnificative nici din punct de vedere energetic, nici din punct de vedere financiar.

Se poate constata că toate ieşirile din conturul de bilanţ susceptibile să fie încadrate în categoria res termice au un potenţial termic coborât şi sunt practic inutilizabile. Acest fapt se datorează concepţiei iniţiale a instalaţiei de sinteză, care a avut în vedere valorificarea totală a resurselor energetice secundare disponibilizate din motive tehnologice.

Orice modificare în componenţa şi parametrii de funcţionare ai modulului energetic se repercuteaza negativ asupra funcţionării întregii unităţi. Eficienţa energetică este strâns legată de eficienţa tehnologică, exprimată prin gradul mediu de încărcare a capacităţii instalate şi prin numărul de porniri şi opriri ale instalaţiei în cursul anului.


Consumul de energie şi respectiv cheltuielile cu energia ale unităţii de producţie pot să includă şi gazul natural utilizat ca materie primă, deoarece acesta este un combustibil şi este achiziţionat în aceleaşi condiţii ca şi gazul natural utilizat în procesul tehnologic pentru încălzire.

5.16 AUDITUL ENERGETIC PROPRIU-ZIS AL UNEI ÎNTREPRINDERI INDUSTRIALE

O întreprindere industriala are ca obiect de activitate realizarea a trei tipuri de produse (P1, P2 si P3). Organizarea producţiei şi amplasamentul pe teren au permis stabilirea a şase centre de consum energetic direct productive, cărora li se adaugă încă doua centre de consum neproductive sau indirect productive (birouri, magazii, servicii generale, etc). Conturul mai conţine patru transformatori interni de energie (CET proprie, staţia centrală de aer comprimat, transformatorul electric 110/6 kV şi staţia de pompare a apei industriale). Deşi produsele P1, P2 si P3 sunt înrudite, ele au caracteristici diferite. Din acest motiv, producţiile anuale ale întreprinderii vor fi exprimate valoric.

Organizaţia preia din exterior următoarele tipuri de purtători de energie :

• energie electrica la înaltă tensiune (atunci când necesarul intern depăşeşte capacitatea sursei proprii);

• combustibil lichid (motorină);

• combustibil gazos (gaz natural).

Transformatorii interni furnizează în interiorul conturului de bilanţ următoarele tipuri de purtători de energie direct utilizabilă :

• energie electrică la medie tensiune MT;

• abur tehnologic cu presiunea de 8 bar;

• apă fierbinte pentru încălzirea spaţiilor şi prepararea apei calde sanitare;

• aer comprimat cu presiunea de 5 bar.

Staţia centrală de pompe asigură menţinerea în funcţiune a sistemului de răcire cu apă în circuit închis. Căldura preluată de apă de la diversele procese tehnologice este disipată în atmosferă prin intermediul unui turn de răcire.

Consumurile totale anuale de energie pentru ultimii cinci ani de activitate sunt prezentate în tabelul 5.72.

Tabelul 5.72

Consumurile de energie pentru ultimii cinci ani de activitate Tipul purtătorului de energie achiziţionat

1994 1995 1996 1997 1998

Energie electrică (TJ) 19,2 18,6 16,4 17,9 17,8 Motorină (TJ) 41,8 39,7 45,6 44,4 44,3 Gaz natural (TJ) 251,0 255,5 238,7 241,8 242,6


Se constată că, în perioada ultimilor cinci ani de activitate, consumurile anuale de energie ale întreprinderii nu au înregistrat modificări semnificative, micile diferenţe explicându-se prin structura diferită a producţiei.

Pentru ultimul an financiar, situaţia consumurilor energetice este prezentată în tabelul 5.73.

Tabelul 5.73

Situaţia consumurilor energetice pentru ultimul an financiar (factura energetică anuală)

Tipul purtătorului de energie achiziţionat

Unitatea de masură

Consum Cost unitar USD/GJ

Cost total mil. USD

Energie electrică IT TJ 18,5 15,0 277,5 Motorină TJ 42,0 3,5 147,0 Gaz natural TJ 240,0 3,0 720,0 Total TJ 300,5 1144,5

Performanţele anuale ale transformatorilor interni de energie sunt prezentate în tabelele 5.74 – 5.77.

Tabelul 5.74

Bilanţul energetic şi financiar al transformatorului 110/6 kV Sensul fluxului

Natura fluxului de energie

UM Consum Cost unitar USD/GJ

Cost total mii. USD

Energie electrică TJ 18,50 15,0 277,0 Alte cheltuieli Mii USD 13,4

Intrări

Cheltuieli totale Mii USD 290,4 Energie electrică TJ 18,15 16,0 290,4 Ieşiri Pierderi de energie TJ 0,35 0,0 0,0

Tabelul 5.75

Bilanţul energetic şi financiar al CET Sensul fluxului



Cost total mii. USD

Gaz natural TJ 200 3,0 600,0 Motorină TJ 40 3,5 135,0 Aer comprimat Mil. m3

N 0,2 4 USD/103 m3

N 0,8

Alte cheltuieli Mii USD 145,7

Intrări

Cheltuieli totale Mii USD 881,5 Energie electrică TJ 36 10,0 360,0 Abur tehnologic TJ 85 3,9 331,5 Apă fierbinte TJ 50 3,8 190,0

Ieşiri

Pierderi de energie TJ 69 0,0 0,0

Energia electrica provine în proporţie de circa 1/3 din exterior, restul fiind generat în interiorul conturului de bilanţ. Media ponderata a costului energiei electrice la medie tensiune (MT) este de 12,01 USD/GJ. Această valoare este luată în calculul


cheltuielilor cu energia electrică ale tuturor celorlalţi consumatori interni din perimetrul organizaţiei.

Tabelul 5.76

Bilanţul energetic şi financiar al staţiei de aer comprimat Sensul fluxului



Cost total mii. USD

Gaz natural TJ 0,0 3,0 0,0 Motorină TJ 2,0 3,5 7,0 Alte cheltuieli Mii USD 1,0

Intrări

Cheltuieli totale Mii USD 8,0 Aer comprimat Mil. m3

N 2,0 4 USD/103 m3N 8,0

Apă caldă răcire TJ 1,0 0,0 0,0 Ieşiri

Alte pierderi TJ 0,4 0,0 0,0

Tabelul 5.77

Bilanţul energetic şi financiar al staţiei centrale de pompare Sensul fluxului



Cost total mii. USD

Energie electrică TJ 0,15 12,01 1,80 Alte cheltuieli Mii USD 0,30

Intrări

Cheltuieli totale Mii USD 2,10 Apă pompată Mii tone 350,0 6 USD/t 2,10 Ieşiri Pierderi de energie TJ Neglija

bile 0,00

Menţinerea în funcţiune a sistemului intern de răcire prin intermediul staţiei de pompare a apei poate fi considerată o utilitate internă comună sau un serviciu general. Ea urmează a se repartiza în mod egal în cheltuielile cu energia ale celor trei produse finale.

Situaţia centrelor de consum energetic este prezentată în tabelele 5.78 – 5.86.

Tabelul 5.78

Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 1 Tipul purtătorului de energie Unitate de

măsură Consum Cost unitar

USD/GJ Cost total mii. USD

Energie electrică MT TJ 9,0 12,01 108,1 Gaz natural TJ 24,0 3,0 72,0 Abur tehnologic TJ 28,0 3,9 109,2 Apă fierbinte TJ 8,0 3,8 30,4 Aer comprimat Mil. m3

N 0,5 4,0 2,0 Total centru de consum 321,7


Tabelul 5.79



USD/GJ Cost total mii USD



Tabelul 5.80






Tabelul 5.81






Tabelul 5.82







Tabelul 5.83






Tabelul 5.84






Tabelul 5.85






Consumul şi cheltuielile totale cu energia ale tuturor consumatorilor finali din perimetrul întreprinderii sunt prezentate în tabelul 5.86.

Tabelul 5.86

Consumul şi cheltuielile totale cu energia ale consumatorilor finali Tipul purtătorului de energie Unitate de



Energie electrică MT TJ 54,0 12,01 648,6 Gaz natural TJ 40,0 3,0 120,0 Motorina TJ 0,0 3,5 0,0 Abur tehnologic TJ 85,0 3,9 331,5 Apă fierbinte TJ 50,0 3,8 190,0 Aer comprimat Mil. m3



Ponderea activităţii de transport intern şi extern este nesemnificativă, monitorizarea separată a acestui sector în vederea evidenţierii performanţelor energetice şi financiare fiind, ca şi în cazul sistemului de producere şi distribuţie a aerului comprimat, nejustificată. În contabilitatea întreprinderii, transportul poate fi inclus în categoria servicii generale.

Totalului de 1297300 USD/an astfel obţinut i se adaugă cheltuielile de funcţionare ale staţiei de pompare a apei de răcire de 2100 USD/an, care constitue un serviciu general. Rezultă suma totală de 1299400 USD/an.

Diferenţa de 154900 USD/an în raport cu factura energetică se explică prin cheltuielile suplimentare făcute în interiorul perimetrului întreprinderii pentru generarea energiei direct utilizabile (energie electrică MT, abur tehnologic, apă fierbinte, aer comprimat, etc). Întreprinderea este deci un autoproducător de energie direct utilizabilă, activitate care presupune atât cheltuieli de funcţionare cât şi investiţii aferente instalaţiilor de producţie specifice.

Modul în care au fost finanţate şi statutul actual al acestor instalaţii (proprietatea organizaţiei, leasing, finanţare terţi, alte variante) este important deoarece amortizarea lor nu poate fi separată de factura energetică. Aceasta trebuie să includă şi amortismentele. Având în vedere că instalaţiile respective pot fi incluse în categoria instalaţiilor de productie, amortismentele respective pot apare în contabilitatea organizaţiei împreună cu amortismentele aferente altor instalaţii şi utilaje de producţie. Ele trebuie separate de acestea din urma şi adăugate la factura energetica doar atunci când scopul auditului este evaluarea soluţiei actuale de alimentare cu energie a conturului de bilanţ.

Defalcarea cheltuielilor cu energia între cele trei produse finale ale organizaţiei trebuie să ia în considerare contribuţia fiecăruia dintre consumatorii finali interni (centrele de consum energetic), precum şi contribuţia serviciilor generale. Stabilirea contribuţiei centrelor de consum direct productive la realizarea fiecăruia dintre produsele finale este o problema de politica interna a organizaţiei. Ponderea centrelor de consum direct productive este de obicei mult mai mare în comparaţie cu centrele de consum neproductive şi serviciile generale. Contribuţiile fiecăruia dintre aceste centre de consum determină practic cheltuielile cu energia pentru fiecare produs şi deci influenţează costurile totale de producţie. Acestea la rândul lor determină preţul de vânzare al produselor şi deci competitivitatea organizaţiei pe piaţă.

În cazul de faţă, defalcarea cheltuielilor cu energia este prezentată în tabelul 5.87.


Tabelul 5.87

Defalcarea cheltuielilor totale cu energia între produsele finale (P1, P2 şi P3) Produsele finale ale organizaţiei Nr.

Crt. Consumatori interni care contribuie la producţia finală P1 P2 P3

1 Centrul de consum energetic 1 160,0 161,7 0,0 2 Centrul de consum energetic 2 276,5 0,0 0,0 3 Centrul de consum energetic 3 191,9 0,0 0,0 4 Centrul de consum energetic 4 0,0 151,5 0,0 5 Centrul de consum energetic 5 0,0 138,9 0,0 6 Centrul de consum energetic 6 0,0 0,0 138,3 7 Centrul de consum energetic 7 13,3 13,3 13,3 8 Centrul de consum energetic 8 12,8 12,9 12,9 9 Utilitaţi interne comune 0,7 0,7 0,7 10 Total cheltuieli cu energia 655,2 479,0 165,2 11 Valoare productie finală 5515,2 3897,4 1364,5 12 Cota cheltuielilor cu energia (%) 11,88 12,29 12,1

A1 CĂLDURI SPECIFICE MEDII ALE UNOR SUBSTANŢE

A1.1 CĂLDURA SPECIFICĂ MEDIE LA PRESIUNE CONSTANTĂ A UNOR SUBSTANŢE GAZOASE (KJ/NM3K)

Temp. (oC)

H2 N2 O2 CO H2O CO2 SO2 Aer

0 1,292 1,294 1,296 1,297 1,493 1,611 1,735 1,295 100 1,295 1,300 1,316 1,300 1,506 1,706 1,820 1,300 200 1,297 1,304 1,335 1,307 1,522 1,791 1,896 1,308 300 1,299 1,311 1,356 1,317 1,541 1,867 1,963 1,317 400 1,302 1,321 1,337 1,329 1,563 1,934 2,021 1,329 500 1,304 1,332 1,397 1,343 1,588 1,994 2,070 1,342 600 1,308 1,345 1,416 1,358 1,614 2,047 2,114 1,356 700 1,312 1,358 1,434 1,372 1,640 2,095 2,154 1,371 800 1,317 1,372 1,449 1,387 1,667 2,137 3,186 1,384 900 1,322 1,385 1,464 1,400 1,694 2,176 2,217 1,397 1000 1,329 1,398 1,377 1,413 1,721 2,212 2,239 1,410 1100 1,335 1,409 1,489 1,425 1,748 2,243 2,261 1,421 1200 1,343 1,420 1,500 1,436 1,774 2,272 2,279 1,433 1300 1,351 1,431 1,510 1,447 1,800 2,298 2,297 1,443 1400 1,359 1,441 1,520 1,457 1,835 2,322 2,315 1,453 1500 1,367 1,450 1,528 1,466 1,850 2,345 2,328 1,462 1600 1,375 1,459 1,537 1,474 1,873 2,367 2,342 1,470 1700 1,383 1,467 1,546 1,482 1,896 2,385 2,355 1,478 1800 1,391 1,475 1,553 1,490 1,917 2,404 2,369 1,487 1900 1,400 1,483 1,561 1,497 1,938 2,435 2,382 1,494 2000 1,408 1,489 1,569 1,503 1,958 2,437 2,391 1,501 2100 1,415 1,496 1,576 1,511 1,978 2,452 1,507 2200 1,423 1,502 1,582 1,516 1,997 2,465 1,514 2300 1,430 1,508 1,589 1,522 2,016 2,479 1,520 2400 1,437 1,513 1,596 1,527 2,033 2,491 1,525 2500 1,445 1,519 1,602 1,532 2,051 2,503 1,540 2600 1,451 1,524 1,608 1,537 2,068 2,541 1,536 2700 1,458 1,528 1,614 1,541 2,084 2,525 1,541 2800 1,464 1,532 1,620 1,545 2,100 2,535 1,545 2900 1,470 1,537 1,626 1,549 2,116 2,545 1,550 3000 1,476 1,541 1,632 1,553 2,131 2,554 1,554

Anexe 145

A1.2 CĂLDURILE SPECIFICE MEDII PENTRU UNELE SUBSTANŢE SOLIDE [KJ/KGK]

Temp (oC)

Şamotă Silice Magne tită

Hematită Zgură Furnal

Fontă Cocs

0 0,774 0,779 0,866 0,690 0,787 0,469 0,875 200 0,854 0,862 0,942 0,741 0,858 0,515 0,980 400 0,929 0,988 1,063 0,795 0,899 0,543 1,100 600 0,998 1,033 1,113 0,858 0,942 0,549 1,225 800 1,055 1,067 1,109 0,892 0,975 0,640 1,350 1000 1,097 1,097 1,097 0,892 1,005 0,642 1,500 1200 1,192 1,097 0,892 1,038 0,657 1,650 1400 1,139 1,800


A2 CALCULUL PIERDERILOR DE CĂLDURĂ ÎN CÂTEVA SITUAŢII FRECVENT ÎNTÂLNITE ÎN INSTALAŢIILE INDUSTRIALE

A2.1 PIERDERILE DE CĂLDURĂ ASOCIATE GAZELOR DE ARDERE

Calculul pierderilor de căldură asociate gazelor de ardere evacuate dintr-o instalaţie consumatoare finală de căldură presupune cunoaşterea cantităţii, compoziţiei şi temperaturii gazelor de ardere evacuate. Conţinutul de căldură al gazelor de ardere este de obicei exprimat prin intermediul entalpiei, mărime care se calculează cu ajutorul căldurilor specifice şi latente ale fiecăruia dintre componentele amestecului de gaze. Cunoaşterea compoziţiei gazelor de ardere presupune cunoaşterea în prealabil a compoziţiilor carburantului (combustibilului) şi comburantului (aerului de ardere).

Aerul atmosferic este la rândul său un amestec de mai multe gaze, care pot fi clasificate în două categorii distincte. Gazele necondensabile la temperaturi întâlnite în natură sunt azotul, oxigenul, argonul, bioxidul de carbon, neonul, heliul, kriptonul, hidrogenul, xenonul, ozonul, etc. Gazele condensabile la temperaturile întâlnite în natură sunt vaporii de apă. Conţinutul de vapori de apă al aerului atmosferic depinde de temperatura şi presiunea acestuia, dar şi de cantitatea de apă disponibilă pentru a fi absorbită de aer într-o anumită zonă. Amestecul de gaze necondensabile constitue aşa-numitul aer uscat, în a cărui compoziţie se regăsesc în principal 78,1 % N2 + 20,95 % O2 + 0,93 % Ar = 99,95 %. Restul de 0,05 % revine celorlalte componente amintite mai sus, care în majoritatea calculelor sunt neglijate. Pentru calculele al căror scop este stabilirea compoziţiei gazelor de ardere, aerul atmosferic uscat poate fi considerat ca fiind compus din 79 % azot şi 21 % oxigen.

În compoziţia combustibililor fosili solizi, lichizi şi gazoşi intră hidrocarburi de diverse categorii, având molecule a căror mărime şi structură sunt diferite. Dacă în compoziţia combustibililor gazoşi intră în special hidrocarburi uşoare de tip C1 – C4 (metan, etan, propan, butan), a căror formulă este simplă şi accesibilă şi nespecialiştilor, în compoziţia combustibililor lichizi şi mai ales solizi intră substanţe organice complexe, cu o structură şi o formulă chimică complicate şi mai puţin accesibile.

Din acest motiv, în cazul combustibililor lichizi şi solizi se recurge la compoziţia elementară, care arată cât carbon, cât hidrogen, cât oxigen, cât sulf, etc se găseşte în structura macromoleculelor care compun substanţa respectivă. Prin urmare, cazul combustibilor gazoşi trebuie tratat în mod diferit de cel al combustibililor lichizi şi solizi.

Calculul compoziţiei gazelor de ardere se poate face în două situaţii diferite şi anume :

a. Raportul aer/combustibil este cunoscut.

b. Raportul aer/combustibil nu este cunoscut.

Anexe 147

Prima situaţie se întâlneşte în cazul bilanţului energetic de proiect. A doua situaţie se întâlneşte în cazul bilanţului real, când raportul aer/combustibil nu se cunoaşte. În această situaţie este absolut necesară analiza compoziţiei gazelor de ardere, ale cărei rezultate vor sta la baza tuturor mărimilor calculate. Analiza compoziţiei gazelor de ardere implică determinarea concentraţiilor de bioxid de carbon, oxid de carbon, oxigen, azot, hidrogen, hidrocarburi, etc. Precizia cu care analizoarele actuale pot determina aceste valori face ca ipoteza privind compoziţia simplificată a aerului atmosferic (79 % azot + 21 % oxigen) să fie acceptabilă şi compatibilă sub aspectul preciziei.

a. Combustibili solizi şi lichizi.

În compoziţia combustibililor solizi şi lichizi intră molecule organice complexe, cu un număr mare de atomi şi cu o structură complicată. Din acest motiv, compoziţia acestor combustibili se exprimă prin intermediul analizei elementare :

CI + SI + HI + OI + NI + AI + WI = 100 %.

În compoziţia gazelor de ardere pot să intre :

CO2 + SO2 + CO + H2 + CmHn + N2 + O2 = 100 %.

Dacă se notează cu KI = CI + 0,375∗SI şi cu E = CO2 + SO2 + CO + CmHn, volumul specific de gaze de ardere uscate (stare care care nu include vaporii de apă) rezultă din relaţia :

Vgu = 1,868 ∗ KI / E

Mulţi autori întrebuinţează pentru volumul de gaze triatomice notaţia CO2 + SO2 = RO2.

Volumul specific de aer de ardere uscat rezultă din relaţia :

Va = (N2 ∗ Vgu - 0,8 ∗ NI) / 79

Volumul specific de vapori de apă din gazele de ardere poate fi calculat cu relaţia :

VH2O = 0,112 ∗ HI +0,01245 ∗ WI - 0,01 ∗ (H2 + 0,5 ∗ n ∗ CmHn) + 0,00161 ∗ d ∗ Va.

Volumul teoretic de aer de ardere rezultă din relaţia :

Vao = 1,0676 ∗ (0,0833∗CI + 0,25 ∗ HI + 0,03125 ∗ SI - 0,03125 ∗ OI)

Coeficientul de exces de aer se defineşte ca fiind raportul :

λ = Va / Vao.

Coeficientul de exces de aer de ardere se mai poate determina prin calcul şi cu relaţia :

)25.0425.02(7619.32

2HCHCOON

N

⋅−⋅−⋅−⋅−=λ


unde:

N2 = 100 – CO2 – SO2 –O2 – CO – CmHn – H2.

Componentele CO2, SO2, O2, CO, CmHn şi H2 sunt determinate prin analiza gazelor de ardere şi sunt exprimate în % de volum.

Entalpia gazelor de ardere evacuate, rezultate din arderea unui kg de combustibil, solid sau lichid, se calculează cu relaţia :

Hga = Dga ∗ cga ∗ tga

unde Dga este debitul de gaze de ardere, cga este căldura specifică medie la presiune constantă a gazelor de ardere, tga este temperatura gazelor de ardere evacuare din instalaţie. Dacă gazele de ardere evacuate antrenează şi o parte din cenuşa existentă în compoziţia combustibilului, atunci la calculul pierderii de căldură asociată gazelor de ardere evacuate trebuie luată în considerare şi entalpia acesteia :

Hc = Dc ∗ cc ∗ tga.

În lipsa unor informaţii mai precise, căldura specifică a cenuşii se poate estima cu relaţia :

cc = 0.84 +0.00017 * tga

În cazurile în care determinările experimentale arată că apar pierderi de masă combustibilă în zgură şi în cenuşă, debitul efectiv de combustibil care generează gazele de ardere trebuie corectat în consecinţă.

Valoarea puterii calorifice HI se recomandă să fie obţinută prin determinări în laborator, în bomba calorimetică. În lipsa determinării în laborator, puterea calorifică inferioară se poate calcula cu relaţia Mendeleev Hi = 33,9 CI + 102,97 HI – 10,88 (OI – SI) – 2,51 (9 HI + WI) pe baza componentelor rezultate din analiza elementară a combustibilului. Trebuie remarcat faptul că în componenta SI este inclus numai sulful combustibil (organic şi mineral). Puterea calorifică rezultă în MJ/kg.

Dacă în compoziţia gazelor de ardere intră şi oxid de carbon, pierderea de căldură asociată gazelor de ardere evacuate va include şi conţinutul de căldură al oxidului de carbon sub formă de putere calorifică. Puterea calorifică a oxidului de carbon este egală cu circa 10,15 MJ/m3

N.

b. Combustibili gazoşi

În compoziţia combustibililor gazoşi intră molecule organice simple, cu un număr mic de atomi :

CmHnI + H2SI + CO2

I + COI + O2I + N2

I + H2I = 100 %.

În compoziţia gazelor de ardere pot să intre :

CO2 + SO2 + CO + H2 + CmHn + N2 + O2 = 100 %.

Anexe 149

Dacă se notează cu E = CO2 + SO2 + CO + CmHn şi cu F = m ∗ CmHn + H2SI + CO2I

+ COI, volumul specific de gaze de ardere uscate (stare care care nu include vaporii de apă) rezultă din relaţia :

Vgu = F / E

Volumul specific de aer de ardere uscat rezultă din relaţia :

Va = (N2 ∗ Vgu - N2I) / 79

Volumul specific de vapori de apă din gazele de ardere poate fi calculat cu relaţia :

VH2O = 0,01 ∗ (H2I + H2 ∗ Vgu) + 0,02 ∗ n ∗ (CmHn

I - CmHn ∗ Vgu) + 0,00161 ∗ d ∗ Va.

Volumul teoretic de aer de ardere rezultă din relaţia :

Vao = [(m + 0,25 ∗ n) ∗ CmHnI + 1,5 ∗ H2SI + 0,5 ∗ (COI + H2

I)] / 21

Coeficientul de exces de aer se defineşte ca fiind raportul :

λ = Va / Vao.

Conţinutul de căldură al gazelor de ardere evacuate poate fi exprimat tot cu ajutorul entalpiei, care se calculează în acelaşi fel ca şi la combustibilii solizi şi lichizi.

A2.2 PIERDERILE DE CĂLDURĂ DIRECTE PRIN RADIAŢIA ŞI CONVECŢIA PEREŢILOR

La calculul pierderilor de căldură prin pereţi se ia în considerare mai întâi regimul continuu sau discontinuu de funcţionare a echipamentului sau instalaţiei. În cazul regimului discontinuu, răcirea instalaţiei poate fi completă, până la temperatura mediului ambiant, sau incompletă, până la o temperatură mai mare decât temperatura mediului ambiant. Reluarea procesului se face de la temperatura atinsă la sfârşitul perioadei de răcire.

Pentru funcţionarea continuă a instalaţiei, transmisia căldurii din interior spre exterior (mediul ambiant) are loc în regim termic stabilizat.

Determinarea pierderilor de căldură prin pereţi implică mai multe etape. La început se împarte întreaga suprafaţă exterioară a instalaţiei în zone caracteristice (boltă, pereţi laterali, vatră), care se consideră că au cam aceeaşi temperatură. Se măsoară temperatura fiecăreia dintre aceste zone. Se calculează coeficientul de transfer de căldură şi apoi se determină pierderea de căldură pe fiecare element. Pierderile de căldură astfel calculate se însumează şi rezultă astfel pierderile totale de căldură prin radiaţia şi convecţia pereţilor.

Expresia pierderii de căldură pentru o zonă având aria suprafeţei S este următoarea:

τα ⋅⋅−⋅= SaTpTercQ )(


în care rce ααα += este coeficientul total de transfer de căldură, αc fiind coeficientul de transfer aferent convecţiei iar αr coeficientul de transfer aferent radiaţiei. Tp este temperatura medie a suprafeţei exterioare a elementului de perete considerat, Ta este temperatura aerului ambiant, măsurată dincolo de limitele de influenţă a instalaţiei calde, S este suprafaţa elementului considerat iar τ durata perioadei pentru care se calculează pierderile de căldură.

4 aTpTmc −⋅=α

în care m este coeficientul care depinde de poziţia peretelui. Astfel, m = 2,55 pentru perete vertical, m = 3,25 pentru perete orizontal cu suprafaţa exterioara dirijată în sus şi m = 1,625 pentru perete orizontal cu suprafaţa exterioară dirijată în jos.

]4)100

(4)100

[( aTpT

aTpTc

r −−

=α

în care c este coeficientul de radiaţie de la suprafaţa exterioară spre mediul ambiant în W/m2K4.

Pentru funcţionarea discontinuă, pierderile de căldură prin pereţi se compun din pierderile în perioada de încălzire şi pierderile în perioada de regim stabilizat. În perioada încălzirii, are loc un proces de acumulare a căldurii în masa pereţilor concomitent cu o pierdere de căldură progresivă în mediul ambiant, pe măsură ce temperatura pereţilor creşte, până la atingerea regimului termic stabilizat.

Căldura acumulată Qac se determină prin însumarea căldurilor acumulate de volumele de perete corespunzătoare elementelor de suprafaţă de egala temperatură în care au fost împărţiţi pereţii. Pentru un element “j” de suprafaţă, compus din mai multe straturi de materiale diferite:

)( mediTsicmedfTsfcss jsvacjQ −⋅⋅⋅∑= γ

în care vjs este volumul materialului din stratul s, corespunzător elementului “j” , γs este densitatea materialului din stratul s, Tmed f, Tmed i reprezintă temperatura medie a stratului la sfârşitul şi respectiv la începutul perioadei de încălzire, iar cst, csi sunt căldura specifică medie la Tmed f, respectiv Tmed i a materialului din stratul s.

Pierderile prin radiaţia şi convecţia pereţilor în perioada de încălzire se determină cu suficientă exactitate, împărţind durata totală a perioadei de încălzire în intervale de timp astfel alese, încât pe fiecare interval să aibă loc o creştere a temperaturii de 20 – 33% din diferenţele dintre temperatura finală şi iniţială a suprafeţei exterioare a elementului din perete. Căldura pierdută pe întreaga perioada de încălzire se obţine prin însumarea pierderilor de căldură pe toate intervalele luate în consideraţie.

Anexe 151

A2.3 PIERDERILE DE CĂLDURĂ DATORATE RADIAŢIEI PRIN ORIFICII, UŞI ŞI GURI DE ÎNCĂRCARE - DESCĂRCARE

Pierderile de căldură datorita radiaţiilor prin gurile de încărcare - descărcare, ca şi prin alte orificii se vor calcula cu relaţia Stefan - Botzmann :

⋅−⋅⋅⋅⋅= ]4)100

2(4)100

1[(76,5TT

SdQ ϕ

unde S este suprafaţa orificiului, φ este coeficientul de diafragmare, disponibil în tabelul de mai jos, T1 este temperatura absoluta din interiorul echipamentului, iar T2 este temperatura absolută a mediului ambiant.

La calcularea pierderilor prin gurile de încărcare - descărcare şi prin alte orificii, în regimului de funcţionare discontinuu, se va ţine seama de raportul dintre timpul cât acestea sunt deschise şi durata şarjei.

Coeficientul de diafragmare este dat în tabelul A2.1.

Tabelul A2.1

Valorile coeficientului de diafragmare Înălţimea orificiului (mm) Grosimea

peretelui (mm)

Lăţimea orificiului (mm)

150 250 450 600 750

1 2 3 4 5 6 7 115 150

300 600 900

1200 1500

0.55 0.63 0.68 0.71 0.72 0.73

0.63 0.70 0.76 0.79 0.81 0.82

0.66 0.73 0.80 0.83 0.85 0.86

0.68 0.76 0.82 0.85 0.87 0.89

0.69 0.78 0.84 0.87 0.89 0.91

230 150 300 600 900

1200 1500

0.43 0.49 0.55 0.57 0.59 0.61

0.49 0.56 0.63 0.66 0.68 0.68

0.52 0.60 0.67 0.70 0.72 0.74

0.55 0.63 0.70 0.73 0.76 0.77

0.56 0.64 0.72 0.75 0.78 0.79

345 150 300 600 900

1200 1500

0.36 0.42 0.47 0.50 0.52 0.53

0.42 0.48 0.55 0.58 0.60 0.61

0.44 0.52 0.59 0.63 0.65 0.66

0.47 0.55 0.62 0.66 0.68 0.70

0.49 0.57 0.64 0.69 0.71 0.72

460 150 300 600 900

1200 1500

0.31 0.36 0.42 0.45 0.47 0.48

0.36 0.43 0.49 0.52 0.55 0.56

0.39 0.46 0.53 0.57 0.59 0.61

0.42 0.49 0.56 0.60 0.63 0.64

0.43 0.51 0.58 0.62 0.65 0.67


A2.4 PIERDERILE DE CĂLDURĂ DATORATE RĂBUFNIRII PRODUSELOR DE ARDERE

Pierderile de căldură datorate răbufnirii produselor de ardere prin orificii, guri de vizitare şi uşi sunt proporţionale cu diferenţa de presiune (suprapresiunea interioară) care determină răbufnirea. Expresia pierderilor de căldură datorate răbufnirii este :

Qr = V0 H0,

În relaţia de mai sus V0 este volumul de produse care răbufnesc, redus la condiţiile normale, iar H0 reprezintă entalpia gazelor din interiorul echipamentului la temperatura de regim a acestuia.

Volum ce se poate calcula pornind de la legătura dintre debitul care trece printr-un orificiu şi diferenţa de presiune corespunzătoare sau poate fi estimat la o valoare cuprinsă între 4 % şi 20 % din volumul orar de gaze generat prin ardere în interiorul incintei aflate sub presiune.

Anexe 153

A3. COEFICIENŢI DE TRANSFORMARE A UNITĂŢILOR DE MĂSURĂ A ENERGIEI, ADOPTAŢI DE CONFERINŢA MONDIALĂ A ENERGIEI.

1 tonă echivalent petrol (tep) = 10,5 Gcal = 44 GJ

1 tonă combustibil convenţional (tcc) =2/3 tep = 7 Gcal

1 MWh = 0,082 tep = 3,6 GJ


A4 FORMULARE TIP PENTRU ÎNTOCMIREA BILANŢULUI ŞI AUDITULUI ENERGETIC

A4.1 SITUAŢIA STATISTICĂ A CONSUMURILOR ENERGETICE ANUALE PE ULTIMII 5 ANI DE ACTIVITATE (formularul 1)

Consumul anual de energie (MWh, MJ, Gcal) Tipul purtătorului

de energie consumat 1996 1997 1998 1999 2000 Combustibil gazos tip A Combustibil gazos tip B Combustibil lichid tip A Combustibil lichid tip B Combustibil solid tip A Energie electrică tip A Energie electrică tip B Abur tip A Abur tip B Apă fierbinte tip A Apă fierbinte tip B Aer comprimat tip A Aer comprimat tip B

Observaţii : Purtătorii de energie de tipul A, B sau C se deosebesc prin putere calorifică, compoziţie, preţ (tarif), tensiune, parametrii, sursă de livrare, etc.

A.4.2 SITUAŢIA CONSUMURILOR ENERGETICE ALE ORGANIZAŢIEI PENTRU ULTIMUL AN FINANCIAR ÎNCHEIAT (formularul 2)

Cantitatea anuală Tipul purtătorului de

energie consumat Masă sau volum

Conţinut de energie

Cost unitar

Cost annual

Combustibil gazos tip A Combustibil gazos tip B Combustibil lichid tip A Combustibil lichid tip B Combustibil solid tip A Energie electrică tip A Energie electrică tip B

Abur tip A Abur tip B

Apă fierbinte tip A Apă fierbinte tip B

Aer comprimat tip A Aer comprimat tip B

Anexe 155

A.4.3 ANALIZA FIECĂRUIA DINTRE TRANSFORMATORII INTERNI DE ENERGIE DIN INTERIORUL CONTURULUI DE BILANŢ GENERAL (formularul 3)

Sensul fluxului de energie

Natura fluxului de energie Cantitate anuală

Cost unitar

Cost annual

Energie electrică Combustibil tip A Combustibil tip B Aer comprimat Alte cheltuieli de funcţionare

Intrări în contur

Cheltuieli totale anuale Energie utilă A (electrică, mecanică, termică, etc)

Energie utilă B (electrică, mecanică, termică, etc)

Consum propriu tehnologic A Consum propriu tehnologic B

Ieşiri din contur

Pierderi energetice

Observaţie: Acest tabel trebuie însoţit de lista consumatorilor alimentaţi şi de schema sistemului de distribuţie a energiei, după caz.

A.4.4. CONSUMUL ENERGETIC AFERENT ACTIVITĂŢII DIRECT PRODUCTIVE (CONSUMATORI FINALI, EVENTUAL ORGANIZATI PE CENTRE DE CONSUM ENERGETIC) (formularul 4)

Consumuri defalcate pe subsisteme

Total consum productiv

Felul purtatorului de energie consumat

UM Cost Unitar A B C Cantitate Cost

Energie electrică Combustibil gazos Combustibil lichid Abur Apă fierbinte Aer comprimat Total Volum activitate

Observaţie : Consumatorii finali pot fi alimentaţi cu două feluri de combustibili, cu două feluri de energie electrică, etc.


A.4.5 CONSUMUL ENERGETIC AFERENT ACTIVITĂŢILOR CONSIDERATE NEPRODUCTIVE SAU INDIRECT PRODUCTIVE (CONSUMATORI FINALI, EVENTUAL ORGANIZAŢI PE CENTRE DE CONSUM ENERGETIC) (formularul 5)

Consumuri defalcate pe subsisteme

Total consum neproductiv

Scopul consumului şi tipul purtătorului de energiei

UM Cost unitar

A B C Cantitate Cost Iluminat (electric) Incălzire spaţii Apă caldă menajeră Ventilare Condiţionare aer Apă rece Total

Observaţie. Defalcarea consumurilor energetice la nivelul unui centru de consum în două categorii şi anume direct productive şi respectiv neproductive sau indirect productive nu este obligatorie, dar poate fi relevantă în anumite cazuri. Dacă acest lucru nu este posibil dintr-un motiv oarecare, se reţine numai formularul F4, în care se vor consemna consumurile totale.

A.4.6 CONSUMUL DE ENERGIE PENTRU ACTIVITATEA DE TRANSPORT INTERN ŞI EXTERN

Consumuri defalcate pe categorii

Total consum transport

Felul purtătorului de energie consumat

UM Cost unitar

Intern Aprovi zionare

Desfa cere

Canti tate

Cost

Benzină Motorină Ulei Energie electrică Total Greutate trasportată x kilometraj parcurs

Consum specific cumulat

Anexe 157

A.4.7 SITUAŢIA RESURSELOR ENERGETICE SECUNDARE DISPONIBILE LA NIVELUL UNUI CONTUR DAT

Posibilităţi pentru Natura şi

caracteristicile fluxului de energie disponibilizat

UM Intensitate maximă a fluxului

Cantitate anuală Reducere Recuperare

interna Recuperare externa

Observaţie. În prima coloană se consemnează temperatura, presiunea, compoziţia chimică, etc.

Bibliografie

[1.] Şcegleaev A. V. Parovâie turbinâ. Izdatelizvo Energhia, Moskva 1976

[2.] Leca A., ş. a. Centrale electrice. Probleme. EDP, Bucureşti 1977

[3.] Carabogdan I. Gh. ş. a. Instalaţii termice industriale. ET, Bucureşti 1978

[4.] Creţa G. Turgine cu abur şi gaze. EDP, Bucureşti 1981

[5.] Sterman L. S., Tevlin S. A., Şarkov A. T. Teplovâie i atomnâie electrostanţii. Moskva Energoizdat 1982

[6.] Athanasovici V., Dumitrescu I. S., Muşatescu V. Termoenergetică industrială şi termoficare. EDP Bucureşti 1984

[7.] Moldovan, I. Tehnologia resurselor energetice. ET Bucuresti 1985

[8.] Berinde T., Berinde M. Bilanţuri energetice în procesele industriale. ET Bucureşti 1985

[9.] Benenson B. I. Teploficaţionâie parovâie turbinâ. Energoatomizdat, Moskva 1986

[10.] Carabogdan I. Gh., Badea A., Athanasovici V., sa Bilanţuri energetice. ET Bucureşti 1986

[11.] Cliucinicov, A. D. Vâsocotemperaturnâie teplotehnologhiceschie proţesâ i ustanovchi. Moscva, Energoatomizdat 1989

[12.] Hulls P. J. Electricity - the flexible approach to industrial drying. Power Engineering Journal, Sept. 1990

[13.] Leca A., Prisecaru I. Proprietăţi termofizice şi termodinamice. ET, Bucureşti 1994

[14.] Athanasovici V., Utilizarea căldurii în industrie, vol. 1, ET Bucureşti 1995

[15.] ISO 14040 (1997). Analyse de Cycle de Vie. Principe et cadre, Genève, 1997

[16.] Darie G. Instalaţii energetice de turbine cu gaze. Editura BREN Bucureşti 1998

[17.] Rousseaux P., Analyse de Cycle de Vie: évaluation des impacts. Les techniques de l’ingénieur, 1998

[18.] Răducanu C., Pătraşcu R., Paraschiv D., Gaba A. Auditul energetic. Editura AGIR Bucureşti 2000

bilanŢuri - departamentdpue.energ.pub.ro/files/carte/bilanturi termoenergetice.pdf · evaluarea...

Documents