ingineria transferului de caldura -alex

32
PROCES TRANSFER DE

Upload: chislari-tudor

Post on 28-Apr-2015

144 views

Category:

Documents


12 download

TRANSCRIPT

Page 1: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

PROCES TRANSFER DE CĂLDURĂ

Page 2: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

UNIVERSITATEA PETROL – GAZE DIN PLOIEȘTIFACULTATEA: TEHNOLOGIA PETROLULUI ȘI PETROCHIMIESPECIALIZAREA: TEHNOLOGII AVANSATE ÎN PRELUCRAREA PETROLULUICATEDRA: INGINERIE CHIMICĂ ȘI PETROCHIMICĂ

PROIECT DE SEMESTRU

DISCIPLINA: INGINERIA TRANSFERULUI DE CALDURĂ

MASTERAND: CONDUCATOR : ȘEF LUCRĂRI DOCTOR INGINER CHIȘLARI TUDOR LOREDANA NEGOIȚĂ

2

Page 3: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

PROIECTAREA TEHNOLOGICĂ A UNUI

SCHIMBĂTOR DE CĂLDURA

3

Page 4: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

C U P R I N S

UNIVERSITATEA PETROL – GAZE DIN PLOIEȘTI.........................................................2

C U P R I N S...........................................................................................................................................4

INTRODUCERE.......................................................................................................................................4

CAPITOLUL 1: Date de Proiectare.........................................................................................................9

CAPITOLUL 2: Breviar cu rezultate.......................................................................................................10

CAPITOLUL 3: Bilant termic pe schimbator..........................................................................................11

CAPITOLUL 4: Stabilirea geometriei aparatului...................................................................................11

CAPITOLUL 5: Calculul coeficientului partial de transfer de caldura la interior, αi...............................13

CAPITOLUL 6: Calculul coeficientului partial de transfer de caldura la exteriorul tuburilor,αe...........15

CAPITOLUL 7: Calculul suprafetei de schimb de caldura necesara schimbatorului..............................19

CONCLUZII...........................................................................................................................................20

BIBLIOGRAFIE......................................................................................................................................22

4

Page 5: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

INTRODUCERE

Schimbatoarele de caldura sunt aparate (utilaje) in care se realizeaza procese (operatii) de transfer de caldura intre doua fluide.

Clasificarea schimbatoarelor de caldura se poate face din mai multe puncte de vedere, dintre care trei sunt mai importante :

1. clasificarea dupa procesul principal de transfer de caldura ;2. clasificarea dupa modul de contractare a fluidelor ;3. clasificarea dupa tipul constructiv al aparatului.

Dupa procesul principal de transfer de caldura , se deosebesc numeroase clase de aparate , ca de exemplu:preincalzitoare , racitoare, condensatoare , racitoare-condensatoare , refierbatoare , vaporizatoare, cristalizatoare , recuperatoare , regeneratoare (schimbatoare de caldura propriu zise).

Dupa modul de contactare al fluidelor se deosebesc trei clase de aparate : schimbatoare de caldura de suprafata , schimbatoare de caldura prin contact direct (de amestec) , schimbatoare de caldura cu fluid intermediar stationar .

Schimbatoarele de caldura de suprafata se caracterizeaza prin faptul ca cele doua fluide care schimba caldura intre ele sunt separate prin pereti metalici , in majoritatea cazurilor cilindrici (tubulari) . Aceste schimbatoare sunt cele mai frecvent utilizate .

Schimbatoarele de caldura prin contact direct nu contin pereti despartitori intre fluide si cum fluidele vin in contact nemijlocit , transferul de caldura este insotit si de un proces de transfer de masa .

Schimbatoarele de caldura cu fluid intermediar stationar sunt de conceptie mai recenta , se utilizeaza in cazuri practice caracteristice si prezinta unele avantaje specifice . Ele se caracterizeaza prin faptul ca transferul de caldura de la fluidul cald la cel rece , care sunt in curgere libera prin schimbator , este mijlocit de un fluid intermediar stationar in aparat .

Dupa tipul constructiv al aparatului se deosebesc numeroase clase de schimbatoare , principalele tipuri fiind prezentate in cele ce urmeaza , cu exceptia schimbatoarelor cu fascicul tubular in manta care , fiind cele mai utilizate , se trateaza pe larg .

Schimbatoarele “tub in tub” (Fig. 1) constau in doua tuburi concentrice , un fluid circuland prin tubul interior , iar celalalt fluid prin spatiul inelar (intertubular) .Aceste schimbatoare prezinta avantajul de a lucra in contracurent , dar sunt voluminoase si grele , in raport cu aria de transfer.

Fig.1 Schimbător tub în tub

Schimbatoarele de caldura cu placi lucreaza cu presiuni relativ mici pentru ambele fluide si au inceput sa fie utilizate si in industria petrochimica , ele fiind usoare si cu gabarit mic in raport cu aria de transfer .

5

Page 6: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

Schimbatoarele de caldura cu fascicul tubular in manta sunt cele mai utilizate tipuri de schimbatoare . Ele au o arie specifica de transfer de caldura relativ mare (18-40 m2/m3) consum specific de metal relativ redus (35-80 Kg/m2)

Refierbatoarele sunt aparate de schimb de caldura cu fascicul tubular prin care se realizeaza aportul de caldura la baza unor coloane de fractionare . Aportul de caldura duce la vaporizarea partiala a lichidului de la baza coloanei . Caldura necesara se obtine prin condensare de abur , prin racirea unei fractiuni petroliere calde . In cazul unor sarcini termice mari sau al unor temperaturi de vaporizare mari , aportul de caldura la baza coloanei se realizeaza printr-un cuptor-refierbator , la care se consuma combustibil .

Refierbatoarele tip schimbatoare de caldura sunt de mai multe tipuri constructive si functionale,tipurile principale fiind prezentate in continuare.In Fig. 2 este redata schema unui refierbator termosifon vertical cu recirculare .Refierbatorul este un schimbator de caldura cu fascicul tubular in manta , rigid si cu un singur pas in tuburi , plasat vertical .

1 – Alimentarea Referbatorului 2 – Alimentarea cu abur(agent termic) 3 – Mantaua schimbătorului 4 – Fasciculul tubular 5 - Șicane 6 – Coloana de separare 7 - Platformă 8 – Talere 9 – Deversor 10 – Conducta Referbator-Coloană11 – Manloc 12 – Produsul din baza coloanei

Fig. 2 Refierbător termosifon vertical

Prin spatiul intertubular al refierbatorului circula agentul de incalzire(de exemplu abur saturat care condenseaza; evacuarea condensului se face printr-o oala de condens , care asigura inchiderea hidraulica). Debitul de agent de incalzire este reglat de u regulator de temperatura , care asigura o temperatura constanta pentru lichidul din baza coloanei . O parte din lichidul din baza coloanei circula natural (prin termosifonare) , prin tuburile refierbatorului , are loc o vaporizare partiala si amestecul de lichid si vapori reintra in coloana

6

Page 7: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

, in care are loc separarea fazelor . Refierbatorul prezentat este cu recirculare , pentru ca o parte din lichidul reintrat in coloana poate ajunge din nou in tuburile refierbatorului .In Fig. 3 este redata schema unui refierbator termosifon orizontal fara recirculare.

1 – Coloană de separare2 – Talere 3 – Deversor 4 – Conductele Coloană-Schimbător5 – Manloc 6 – Mantaua schimbatorului7 – Intrare agent termic 8 – Șicane 9 – Fascicul tubular

Fig.3 Refierbător termosifon orizontal fără recirculare

In acest caz , vaporizarea lichidului , tot partiala se realizeaza in mantaua refierbatorului. Daca se lucreaza fara recirculare , refierbatorul este alimentat , fie direct din deversor , fie dintr-un compartiment realizat la baza coloanei si alimentat de deversor. Se

7

Page 8: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

constata ca lichidul din amestecul evacuat nu mai poate reveni in refierbator.Debitul de lichid care alimenteaza refierbatorul este constant si egal cu debitul deversat de pe taler , acest lichid trecand o singura data prin refierbator .

Refierbatoarele termosifon fara recirculare nu sunt recomandabile pentru debite foarte mari de vaporizat , in raport cu debitul de produs de baza al coloanei . La aceste refierbatoare nu se utilizeaza notiunea de coeficient de recirculare , ci numai fractia masica a vaporizatului din amestec , care obisnuit este mai mare decat la refierbatoarele cu recirculare . In Fig. 4 este redata schema unui refierbator orizontal cu spatiu de vapori.Acesta lucreaza fara recirculare si se caracterizeaza prin faptul ca separarea fazelor se face in refierbator si nu in coloana .

Fig.4 Refierbător orizontal cu spaţiu de vapori (Kettle)

Mantaua refierbatorului contine in partea inferioara un fascicul de tuburi care ocupa o inaltime mai mica decat diametrul mantalei . Tuburile sunt sustinute obisnuit prin placi suport in forma de sfert de cerc .

Refierbatoarele cu spatiu de vapori sunt constructiv mai complicate si nu lucreaza cu presiuni prea ridicate .Circulatia prin refierbator se realizeaza prin termosifonare . In Fig. 5 este redata schema unui refierbator interior orizontal .Acesta consta intr-un fascicul tubular plasat in stratul de lichid din baza coloanei , al carui nivel se mentine constant . Refierbatoarele interioare se utilizeaza in cazul sarcinilor termice mici si al coloanelor de diametru mare . Ele se utilizeaza in prezent si la striparea de fractiuni petroliere , la care s-a renuntat la striparea directa cu abur . Aportul de caldura se realizeaza prin intermediul unei fractiuni petroliere mai calde .

Fig.5 Refierbător interior orizontal

Produsul cald utilizat este produsul petrolier , care este agent de incalzire in acest sistem si vine cu un aport de caldura suficient pentru amestecul de vapori componenti . Produsul rece care se gaseste in baza coloanei este n-octan . In prezentul proiect se efectueaza dimensionarea tehnologica a unui refierbator orizontal cu spatiu de vapori care lucreaza cu o sarcina termica de 984.000 W. Refierbatorul este alimentat din baza coloanei de fractionare cu 50 t/h n-octan la presiunea de 5 bar si temperatura de 196C. Pentru incalzire se utilizeaza o fractiune petroliera care cedeaza caldura de la 3000C la 2400.

8

Page 9: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

CAPITOLUL 1: Date de Proiectare

Varianta 5

Fluid cald (produs petrolier)

Debit de produs petrolier, t/h 25

Densitate, ,d420 , g/cm3 0,850

Factor de caracterizare, k 11,0

Temperatura intrare , tc1 , C 120

Temperatura iesire , tc2 , C 50

Fluid rece (apa)

Temperatura intrare , tr1 , C 30

Temperatura iesire , tr2 , C 40

Dimensiuni tuburi : de=25 mm di=21 mm

9

Page 10: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

10

Page 11: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

CAPITOLUL 2: Breviar cu rezultate

Caracteristica Valoare Unitate de masura

Caldura cedata, Qcedat 1218438.244 W

Debit de apa, mr 29.219 Kg/s

Aria recalculata, Aerec 92.944 m2

Coeficientul partial de caldura la interiorul tuburilor, αi

2146.358 W/m2oC

Coeficientul partial de caldura la interiorul tuburilor, αe

974.506 W/m2oC

Coeficientul global de caldura la exteriorul tuburilor fara depuneri , ked

994.075 W/m2oC

Coeficientul global de caldura la exteriorul tuburilor cu depuneri , keddep

315.333 W/m2oC

Aria necesara, Aenec 89.276 m2

Supradimensionarea, S 19.724 %

11

Page 12: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

12

Page 13: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

CAPITOLUL 3: Bilant termic pe schimbator

Q primit =Qcedat

Fluidul care cedeaza caldura este produsul petrolier.

Qcedat =mr * cppp* ∆t pc

Qcedat =1218438.244 w

Caldura specifica a produsului petrolier se calculeaza cu relatia :

cppp =[(2.694-1.32*d 15

15)+0.006148-0.002308*d1515 ]* tc*(0.0538*k+0.3544)

cppp=2064.177

KJKg∙℃

Q primit=m*(i- i ' )=>m r =29.219 kg/s

Unde i respectiv i’ reprezinta entalpiile apei la temperaturile 30 si 40 °C.

CAPITOLUL 4: Stabilirea geometriei aparatului

Qcedat =ked * Ae * ∆t medlog1

Se considera circulatia fluidelor in contracurent si astfel Δtm log se va calcula cu urmatoarea

relatie :

tc1=120℃

tc2=50oC

tr2=40oC

tr1=30oC

Δtcr=20oC Δtcc=80oC

13

Page 14: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

∆t medlog1=∆tcc- ∆tcr

ln∆tcc

∆tcr

=43,48~44oC

Δtcc reprezinta diferenta de temperatura la capatul cald si se calculeaza conform relatiei :

Δtcc= tc2 – tr1

Δtcr reprezinta diferenta de temperatura la capatul rece si se calculeaza astfel : Δtcr= tc2 – tr2

Se va presupune coeficientul global de transfer de caldura conform literaturii[1] intre valorile

corespunzatoare procesului pe care il studiem.

Presupun ked =300 W/m2 0C

Se va calcula aria exterioara de transfer termic cu relatia :

Ae =Qcedat

ked * ∆tmedlog1

Ae=90.30 m²

Cunoscand aria exterioara se determina geometria schimbatorului :

Ae=π*de *L*nt  ; unde :

d e reprezinta diametrul exterior al tuburilor [mm] ;

L este lungimea tuburilor [m], pe care o vom presupune noi;

nt reprezinta numarul de tuburi.

Cu ajutolul relatiei anterioare se determina numarul de tuburi:

nt=Ae

π*de*L=90.30

π*0 .025*4=294

Se va standardiza conform literaturii [1] numarul de tuburi dar si numarul de pasuri (n p )

pasul tuburilor (s) si diametrul interior al mantalei (Di ) precum si asezarea tuburilor in

manta.

Date standardizate :

ntSTAS=296 tuburi ; np=2 pasuri ; s= 32 mm

Asezarea tuburilor este in patrat rotit astfel ca Di =0,7 m

Cu aceste valori standardizate se va recalcula Ae si apoi se verifica coeficientul global de

transfer de caldura presupun :

Aerec=ntSTAS*π*de*L =92.944 m2

14

Page 15: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

kedverif =Q cedat

Aerec *∆tmedlog1

Kedverif =293.175 w/m2∙oC

Verificare :diferenta intre Ked presupus si Ked verificat sa nu depaseasca 50 w/m²°C, astfel

ca presupunerea a fost corecta diferenta fiind de 11.271 w/m2∙oC

CAPITOLUL 5: Calculul coeficientului partial de transfer de caldura la interior, αi

Prin interiorul tuburilor circula apa, astfel pentru a determina viteza de circulatie a

acesteia prin tuburi se vor determina mai intai proprietatile ei.

Toate proprietatile se vor determina la temperatura calorica a apei.

Temperatura calorica se calculeaza cu ajutorul factorului caloric :

FC1=Δtmedlog1−Δtcr

Δtcc−Δtcr

=0 ,388

T c1=t r1+ Fc(t r2−t r1)=36 .12 [°C]

Caracteristica da , kg/m3 λa,w/m oC µa, kg/m*s

30°C 995.7 0.617 8.015*10-4

40°C 992.2 0.634 6.359*10-4

Tc1 36°C 993.4 0.619 7.670*10-4

Capacitatea calorica a apei se detrmina din fluxul termic cedat= >Cp=1870.989 J/Kg°C

Se vor calcula criteriile de similitudine :

w=m r * np*4

da *π*d i2* n tSTAS

=0.58 m/s

•Re=

w*di

υ=¿9 .002*104 ¿

15

Page 16: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

Pr=cpa∗μa

λa

=2 .332

Nu=0.027* Re0.8 * Pr13 =334.964

αi =Nu*λa

d i

=2146.358 w / m2℃

16

Page 17: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

CAPITOLUL 6: Calculul coeficientului partial de transfer de caldura la exteriorul tuburilor,αe

La exteriorul tuburilor circula produsul petrolier, astfel pentru a determina

coeficientul partial de transfer de caldura la exteriorul tuburilor de vor determina mai intai

proprietatile acestuia la tempreratura calorica a produsului petrolier.

a) Determinarea densitatii produsului petrolier la temperatura calorica

Aceasta proprietate se determina cu ajutorul relatiei :

d pp=1000∗d420∗[1−

T c1−20

2290−6340∗d420+5964∗(d4

20 )2 ] [Kg/m³]

d pp=779.751 kg/m3

b) Determinarea capacitatii calorice a produsului petrolier

Cp se determina cu aceiasi formula ca la capitolul 3.

Cp= 4170 J/KgoC

c) Determinarea conductivitatii termice

λ=0 .1172−6 .33*10−5 *Tc1

d1515

[w/m°C]

λ=0,128 w/moC

d) Determinarea vascozitatii cinematice

Vascozitatea cinematica se determina din grafice din literatura, in lucrarea de fata aceasta

proprietate a fost determinata din "Echipamente de transfer termic si utilaje specifice"

Dumitru Dobrinescu pag 319.

υpp=0.81*10-6 m2/s

e) Variatia viscozitatii dinamice

µpp=υpp*dpp=6.875*10-4kg/m*s

Pentru calculul coeficientului partial de transfer de caldura la exterirul tuburilor se

foloseste metoda Delaware.

17

Page 18: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

Determinarea diametrului sicanei,Ds:

Diametrul sicanei este mai mic decat diametrul interior al mantalei cu 3-6 mm,aceasta

toleranta variind in functie de Di.

Ds=Di -4.4*0.001=0.696 m

Diametrul orificiilor din sicana este mai mare cu 0.5-1 mm.Alegerea unei valori se

face din tabel in functie de distanta dintre sicane,x=0.15 m, astfel ca:

Do=de+0.8*0.001=0.026 m

Diametrul fascicului de tuburi se determina din date practice si este :

Df=Di-12*0.001=0.688 m

Coeficientul de convectie se calculeaza prin urmatoarea metoda:

Pentru asezarea in patrat rotit a tuburilor Nu se calculeaza astfel:

Nu pp =0.167*C1 * C2 *C3 *Repp0.676* Prpp

1/3

Viteza fluidului se calculeaza pentru sectiunea centrala libera dintre doua sicane alaturate:

S=x*[Di - Df +(sp -de )*Df -de

sp

] = 0.024 m2

Calculul vitezei fluidului prin manta:

w pp=mc

d420∗1000∗S

=0.340 m /s

Se vor calcula criteriile de similitudine :

Re=wpp*de∗d pp

μpp

=9640 .557

Pr=Cpp* μpp

λpp

=¿22.397 ¿

Parametrul z se determina din tabel (pag 339 Dobrinescu) in functie de D i si de raportul

h/Di,unde h reprezinta inaltimea sicanei. Z=0.75

Numarul tuburilor din fereastra se determina cu relatia

n f = n tSTAS *1-z2

=37

Aria totala a ferestrei se determina din tabel in functie de raportul h/Di :

Af=0.11182*Di2=0.055 m2

Aria libera a ferestrei sicanei se calculeaza cu relatia :

18

Page 19: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

A1 f =A f−n f∗π∗de

2

4 = 0.035 m2

Factorul C1tine seama de inaltimea relativa a sicanei si ia valori intre 1-1.5 si se

calculeaza astfel :

C1=z+0.524∗(1−z )0.32∗( SA1 f )

0.03

=1.08247

Factorul C2 tine seama de curgerile longitudinale secundare printre sicana si manta si

printre tuburi si orificiile din sicana.Acesta se citeste din tabel in functie de anumiti

parametrii ce urmeaza a fi determinati.

a¿=0.3927∗(do2−de

2)∗(1+z )∗ntSTAS=0.01

Unghiul la centru al coardei sicanei este de 106oastfel ca

asm=π∗(Di

2−Ds2 )∗(360−106)

4∗360=3.403∗10−3

Coeficientul C2 se citeste in functie de[(asm+ato)/S, asm/(asm+ato)] si are valoarea C2=0.59

Factorul C3 tine seama de curgerile transversale laterale, printre fascicul si manta.Valoarea lui

C3 se poate mari prin amplasare de sicane longitudinale de etansare.

Se admite numarul perechilor de sicane de etansare Ns1=2.

Calculul numarului de siruri plasate intre marginile ferestrelor.

sp=s√ 2 =0.045

N if=Di∗2∗h−1

s p

Nif=9.281

C3=e−1.25∗( Di−Df )∗x

S∗¿¿

C3=0.977

Nupp=159.88

αe =Nu pp*λpp

d iαe=974.506 w/m2 oC

Verificarea coeficientului global de transfer de caldura la exteriorul tuburilor pentru tuburi

fara depuneri se face considerand tpi = tpe = tp

k e=1

1α e

+1

α i∗d i

de

=994.075 w /m2℃

19

Page 20: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

Diferenta de temperatura la exteriorul tuburilor este :

∆ t e =k e *t c11−t c

α e

=71.405 ℃

Temperatura peretelui este tp = tc11-71=49oC.

Viscozitatea apei la temperatura peretelui se determina prin interpolare>

µpa=6.28*10-4 kg/m*s

Se determina densitatea fractiunii petroliere la temperatura peretelui care este, ρppp=841.038 kg/m3.

Viscozitatea cinematica se determina din grafic si este :υppp=3.44*10-6 m2/s.

Viscozitatea dinamica la temperatura peretelui este :

µppp=ρppp*υppp=2.893*10-3 kg/m*s.

Coeficientul partial de transfer de caldura la interiorul tuburilor este :

α ifinal=α i∗( μa

μpa)

0.14

=3905 w/m2oC

Coeficientul partialde transfer de caldura la exteriorul tuburilor este :

α efinal =αe * (μ pp

μppp

)0.14

=2045.9005 w/ m2℃

20

Page 21: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

CAPITOLUL 7: Calculul suprafetei de schimb de caldura necesara schimbatorului

Se va determina pentru inceput coeficientul global de transfer de caldura cu depuneri

conform relatiei :

Ked=1

( 1αi

+Rdi) de

d i

+de

2λo

lnde

d i

+ 1αe

+Rde

[w/m²°C] unde :

Rdi reprezinta rezistenta depunerilor la interiorul tuburilor aleasa conform literaturii, in

functie de fluidul care circula in interiorul acestora [m²°C/w]

Rde rezistenta depunerilor la exteriorul tuburilor aleasa conform literaturii in functie de

fluidul care circula la exteriorul acestora [m²°C/w]

Rde = 0.00176 [m²°C/w]

Rdi = 0.00035[m²°C/w]

λo= 30 w/moC

Ked = 315.3336271 [w/m²°C]

Aenec=Q

Ked *Δtmlog =89.276 [m²]

Supradimensionarea aparatului se poate calcula :

S=Aerec−Aenec

Aerec

*100 =19.724 [%]

Verificare : supradimensionarea trebuie sa se situeze intre valorile de 5 si 20 %.

21

Page 22: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

CONCLUZII Dimensionarea tehnologica a unui schimbator de caldura se face in scopul cresterii

parametrilor si performantei reale de functionare, in raport cu datele prevazute in proiect, al cunoasterii variatiilor acestora in timp si al constatarii sub/supradimensionarii aparatului, in raport cu sarcina termica prevazuta.

Pentru a realiza dimensionarea unui astfel de aparat este necesar sa se cunoasca urmatoarele :

a. natura celor doua fluide de lucrub. debitele acestorac. temperaturile de intrare si iesire ale acestorad. presiunile initiale si finalee. dar si datele geometrice ale aparatului.

Prima operatie efectuata este bilantul termic al racitorului prin aplicarea ecuatiei calorice pentru cele doua fluide de lucru. Daca intre fluxul termic cedat de catre fluidul cald si cel primit de catre cel rece exista o diferenta apreciabila,se poate afirma ca datele folosite nu sunt bune trebuind revizuite.

Se stabilesc temperaturile calorice ale celor doua fluide si in functie de aceasta se determina proprietatile fizice.

Se determina diferenta medie de temperatura si vitezele caracteristice ale fluidelor prin aparat, comparandu-se cu datele din proiect si cu datele din literatura.

Se fixeaza care fluid circula prin tuburi si care circula prin manta : apa prin manta si produsul petrolier prin tuburi.

Se presupune in conformitate cu recomandarile din literatura coeficientul global de transfer de caldura cu depuneri, corespunzator ariei exterioare de transfer de caldura.

Tuburile folosite in acest schimbator de caldura au diametrul interior de 21 mm si cel exterior de 25 mm. Lungimea tuburilor este in majoritatea cazurilor 6 m in functie de necesitati, dar se pot folosi si tuburi de urmatoarele lungimi : 2,3,4,9,12 m.

In functie de aceasta lungime si de Ked presupus se calculeaza numarul de tuburi care

se vor standardiza.Cu ajutorul relatiei lui Newton, dupa recalcularea ariei exterioare de transfer de

caldura din datele geometrice ale aparatului,si se stabileste valoarea reala a coeficientului de transfer de caldura cu depuneri cu care lucreaza aparatul, luand in considerare si rezistentele termice ale depunerilor.

Se verifica apoi aria sectiunii verticale a spatiului de vapori prin cele doua variante : varianta analitica si grafica.

22

Page 23: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

Schema simplificata a schimbatorului de caldura este prezentata in figura 6 :

Fig.6.Schema simplificata a unui schimbator de caldura cu sicane

23

Page 24: Ingineria Transferului de Caldura -Alex

BIBLIOGRAFIE

1. Dobrinescu D. "Procese de transfer termic si utilaje specifice", Editura Didactica si Pedagogica,Bucuresti,1983

2. Suciu G.C. "Ingineria prelucrarii hidrocarburilor,vol 4" editura Tehnica, Bucuresti, 1993

3. Somoghi V., Patrascu M., Patrascu C.,Dobrinescu D., Ioan V. "Proprietati fizice utilizate in calcule termice si fluidodinamice" ,Editura Universitatii Petrol si Gaze, Ploiesti, 1997

4. Cursul de procese de transfer de caldura, titular curs Patrascu C.

24