CURPINS:

INTRODUCERE ……………………………………………………………………………... 2

Date de proiectare ...................................................................................................................... 7

Tabel cu rezultate ....................................................................................................................... 8

1. Bilanț material pe refierbător ......................................................................................... 10

2. Stabilirea geometriei aparatului ............................................................................................. 11

3.Temperatura calorică a fracțiunii pretroliere .......................................................................... 13

4. Calculul coeficientului de convecție la interiorul tubului ..................................................... 14

5. Calculul coeficientului de convecție la exteriorul tubului .................................................... 16

6. Calculul suprafeței de schimb de căldură necesară ...............................................................17

7. Calculul căderilor de presiune pe circuitul de agent de încălzire ......................................... 18

8. Calculul căderilor de presiune în manta ............................................................................... 19

9. Concluzii ...............................................................................................................................21

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

1

INTRODUCERE

Industria chimică, cu ramura să principală privind tehnologia petrolului şi petrochimie,a

cunoscut o dezvoltare impetuoasă. În România, industria chimică va fi orientată mai hotărât spre

valorificarea superioară a materiilor prime şi energiei, menţinându-se cantitatea de ţiţei supusă

prelucrării la nivelul anului 1980, se va ridica substanţial gradul de chimizare a petrolului. Aceasta

implică o preocupare susţinută pentru înlocuirea tehnologiilor învechite, perfecţionarea agregatelor

şi instalaţiilor, introducerea unor procedee tehnologice cât mai economice din punct de vedere

energetic, astfel încât să se asigure diminuarea în continuare a consumurilor specifice.

În cadrul instalaţiilor din rafinării şi combinate petrochimice, utilajele de transfer de

căldură au o pondere deosebită. Tipuri de schimbătoare de căldură sunt foarte numeroase şi pot fi

clasificate din mai multe puncte de vedere, dintre care trei sunt mai importante:

Clasificarea după procesul principal de transfer de căldură:

Preîncălzitoare

Răcitoare

Condensatoare

Răcitoare-condensatoare

Refierbătoare

Vaporizatoare

Cristalizatoare

Recuperatoare

Regeneratoare ( schimbătoare de căldură propriu-zise)

Etc.

2

Clasificarea după modul de contactare al fluidelor:

Schimbătoare de căldură de suprafaţă se caracterizează prin faptul că cele două

fluide care schimbă căldură între ele sunt separate prin pereţi metalici, în majoritatea

cazurilor cilindrici ( tuburi ).

Schimbătoare de căldură prin contact direct nu conţin pereţi despărţitori între fluide

şi cum fluidele vin în contact nemijlocit, transferul de căldură este însoţit şi de un proces de

transfer de masă.

Schimbătoare de căldură cu fliud intermediar staţionar se caracterizează prin faptul

că transferul de căldură de la fluidul cald către fluidul rece, care sunt în curgere continuă

prin schimbător, este mijlocit de un fluid intermediar staţionat în aparat.

Clasificarea după tipul constructiv al aparatului :

Schimbătoare de căldură cu fascicul tubular în manta sunt cele mai utilizate.

Schimbătoare ,,tub în tub’’

Răcitoarele şi condensatoarele cu serpentină scufundată

Răcitoarele şi condensatoarele cu serpentină stropită

Schimbătoarele de căldură cu plăci

Răcitoarele şi condensatoarele cu aer

Răcitoarele şi condensatoarele prin contact direct

3

Schimbătoarele ,,tub în tub’’ (Fig. 1.) constau în două tuburi concentrice, un fluid circulând

prin interiorul tubului, iar celalalt fluid prin spațiul inelar. Aceste schimbătoare prezintă avantajul

de a lucra in contracurent, dar sunt voluminoase și grele, în raport cu aria de transfer.

Fig. 1. Schimbător tub in tub

Schimbătoarele de căldură cu plăci lucrează cu presiuni relativ mici pentru ambele fluide și

au început să fie utilizate și în industria pretochimică.

Fig.3. Schimbătoare de căldură cu plăci

4

Refierbătoarele sunt aparate de schimb de caldură cu fascicul tubular, prin care se

realizează aportul de căldură la baza unor coloane de fracţionare. Aportul de căldură duce la

vaporizarea parţială a lichidului de la baza coloanei,dar cum acest lichid este obişnuit un amestec,

şi la o uşoara creştere a temperaturii. Căldura necesară se obţine prin condensare de abur, prin

răcirea unei fracţiuni petroliere calde etc. În cazul unor sarcini termice foarte mari sau al unor

temperaturi de vaporizare mari, aportul de căldură la baza coloanei se realizează printr-un cuptor

refierbător, la care se consumă combustibil.

Refierbătoarele tip schimbător de căldură sunt de multe tipuri constructive şi funcţionale:

refierbător termosifon vertical cu recirculare, refierbător termosifon orizontal fără recirculare,

refierbător interior orizontal, refierbător cu spaţiu de vapori.

În cazul refierbătorului termosifon orizontal fără recirculare, vaporizarea lichidului, tot

partial, se realizează în mantaua refierbătorului. Dacă se lucrează fără recirculare, refierbătorul este

alimentat, fie direct din deversor, fie dintr-un compartiment realizat la baza coloanei și alimentat

de deversor. Se constată că lichidul din amestecul evacuate nu mai poate reveni în refierbător.

Debitul de lichid care alimentează refierbătorul este constant si egal cu debitul deversat de pe taler,

acest lichid trecând o singură data prin refierbător.

Fig. 3. Refierbător termosifon orizontal fără recirculare

5

Refierbătoarele termosifon fără recirculare nu sunt recomadabile pentru debite foarte mari

de vaporizat, în raport cu debitul de produs de bază al coloanei. La aceste refierbătoare nu se

utilizează noțtiunea de coeficient de recirculare, ci numai fracția masică a vaporizatului din

amestec, care obișnuit este mai mare decât la refierbătoarele cu recirculare.

În Fig. 4. este redată schema unui refierbător orizontal cu spațiu de vapori. Acesta lucrează

fără recirculare si se caracterizează prin faptul că separarea fazelor se face în refierbător și nu în

coloană.

Fig. 4. Refierbător orizontal cu spațiu de vapori

În prezentul proiect se efectuează dimensionarea tehnologică a unui refierbător termosifon

orizontal, produsul cald utilizat este aburul ca agent de încălzire în acest sistem, iar produsul rece

este o fracțiune petrolieră ce vine de pe ultimul taler al coloanei.

6

Date de proiectare

Varianta 20

Debitul fr. petroliere, mfp, t/h 20

Factor de caracterizare, K 12.5

Densitatea fracțiunii pretroliere, d1515, 0,695

t i, ºC 120

t e, ºC 149

d1515 vap 0,690

Fracție vaporizată, e=0.75

Agentul de încălzire utilizat: abur.

Presiune abur, p=10 bar

Temperatura de condensare abur, t c=180ºC

Latenta de condensare abur, r=2015 KJ/Kg

7

Tabel cu rezultate

Nr.Crt.

Mărimea Notație Unitatede măsură

Valoareaobținută

1 2 3 4 5

1 Flux termic schimbat Q Kw 1625,738

2 Flux rece de produs petrolier mr Kg/s 5,555556

3 Căldură specifică (produs petrolier) c p J/kg∙K 2,750171 ∙103

4 Densitatea relativa (produs petrolieră) ρpp Kg/m3 592,1962

5 Conductivitate termică (produs petrolier) λ W/m∙ºC 0,156527

6 Viscozitate dinamică (produs petrolier) µ Kg/m∙s 0,000213

7 Viscozitate cinematică (produs petrolier) υ m2/s 0,00000036

8 Temperatură medie logaritmică Δtmlog ºC 43,92

9 Factorul caloric F c Adimensional 0,445517

10 Temperatură calorică t c ºC 132,92

11 Lungime tuburi L m 4

12 Număr de pasuri np Adimensional 4

13 Viteza produsului petrolier prin tuburi ω m/s 0,1876255

14 Criteriul Reynolds Re Adimensional 717685,7

15 Criteriul Prandlt Pr Adimensional 1,08

8

1 2 3 4 5

16 Criteriul Nusselt Nu Adimensional 1340,456

17 Coeficientul de convecție la interiorul tuburilor

α i W/m2∙℃ 2323,456

18 Densitatea apei ρl Kg/m3 856,62

19 Căldura specifică de abur c p KJ/kg∙℃ 2615

20 Conductivitatea termică abur λ W/m ∙ºC 0,0364

21 Viscozitatea cinematică abur µ Kg/m∙s 0,000153

22 Coeficientul de conveție la exteriorul tuburilor

α e W/m2∙℃ 661,832885

23 Coeficientul global de schimb de căldură k ed W/m2∙℃ 441,995725

24 Suprafața de schimb de căldură necesară Ae m2 83,7471803

25 Supradimensionarea aparatului %S Adimensional 11,0379

26 Viteza abur prin conductă ω m/s 6,104052

27 Criteriul Reynolds (interior) Re Adimensional 743071,4

28 Căderea de presiune în tuburi Δp bar 0,028879

29 Căderea de presiune în manta Δp bar 0,719138

30 Diametrul interior al racordului d iSTAS m 0,021

31 Diametrul exterior al racordului deSTAS m 0,025

1. Bilanț material pe refiebător

9

În cazul dat fluidul cald este aburul, iar fluidul rece este o fracțiune petrolieră, găsindu-se

în baza coloanei.

Q=Q cedat=Q primit

Qcedat=mc ∙ r

Q primit=mr ∙∆ i

Q primit=¿1625,738 Kw

mc=Qcedat

r=¿0,806818 kg/s

mB=200003600

=¿5,555556 kg/s

i=[(2 . 964−1. 332⋅d1515 )⋅t+(0 .003074−0.001154⋅d15

15)⋅t2]⋅(0 .0538⋅K+0 .3544 )

ilichid intrare=¿¿ 353,5102 kj /kg

iL=¿276,8986 kj /kg

ivap=¿ 641,5386 kj /kg

C p=[(2 . 964−1.332⋅d15

15 )+(0 .003074−0 .001154⋅d1515)⋅t

c2 ]⋅(0. 0538⋅K+0 .3544 )

=2615 J/kg∙ºC

t = tr 1−tr 2

2=¿ 134,5 ºC

Qcedat=¿¿1625,738 Kw

mr - debit de fracțiune petrolieră din baza coloanei, kg/s

e – fracție vaporizat

r – latent de vaporizare a aburului, kJ/kg

mc – debitul de fluid cald care cedează căldura fluidului rece, kg/s

10

C p - căldura specifică medie a fracțiunii petroliere, J/kg∙ºC

2. Stabilirea geometriei aparatului

Pentru a stabili geometria aparatului se determină aria de schimb de căldură, utilizând legea

lui Newton:

Q=ked⋅Ae⋅Δtm log

k ed - coeficientul global de transfer de căldură, W/m2∙℃

Ae- aria de schimb de căldură, m2

Δtm log - diferența medie logaritmică de temperatură, ºC

Determinarea Δtm log

t r1=120℃

t r2=149℃

t c1=tc 2=180℃

∆ t cc=t c 2−t r1=180−120=60℃

∆ t cr=t c1−tr 2=180−149=31℃

∆ t cc=¿diferența de temperature a capătului cald

∆ t cr=¿ diferența de temperature a capătului rece

11Δtm log=

Δtcc−Δtcr

lnΔtccΔtcr

=43 ,92° C

Presupunem

k ed=400

Q=ked⋅Ae⋅Δtm log

Se va calcula aria exterioară de transfer de căldură:

Ae=Q

kedpp⋅Δtmed=92,53974m2

Numărul de tuburi:

Presupunem Lt=4m

Ae=π⋅de⋅Lt⋅N t

Dimensiunile tubului refierbătorului:

- Diametrul interior, d i=0,021 m

- Diametrul exterior, de=¿ 0,025 m

nt=Aed

π⋅de⋅Lt=92,53974π⋅0,025⋅4

=294,5631

Din tabelul corespunzător nt STAS se citește nt (Dobrinescu D. , “Procese transfer de termic și

utilaje specifice”, pagina 179) cel mai apropiat acestei valori pentru de=0,025m.

nt STAS=¿ 296¿

4 pasuri în tuburi

Di=0,7m Diametrul interior al mantalei.

Cunoscând aria extererioară se determină geometria schimbătorului:

12

Aerecalc=π⋅de⋅Lt⋅nt= 92,99114 m2

Unde:

de=¿ diametrul exterior al tuburilor [m];

Lt=¿ lungimea tuburilor [m];

nt=¿ număr de tuburi;

k edrecalc=Q

Ae⋅Δtmed=398,0583 W

m2⋅° C

k edpp−k ed=1 ,9417<±50

3. Temperatura calorică a fracțiunii petroliere

Temperatura calorică reprezintă temperatura la care se determină propietățile fluidelor astfel

încât valoarea medie a coeficientului global de transfer de căldură să fie cea reală.

Se calculează factorul caloric:

FC=Δtm log−Δtmin

Δtmax−Δtmin = 43,92−31

60−31 = 0,445

F c are valori cuprinse intre 0,3 – 0,5

Factorul caloric corectează temperatura calorică pe care vrem să o determinăm.

t c=t c 2+FC⋅( t c1−tc 2)=132,92° C

Proprietățile fizice ale fracțiunii petroliere se determină la t c=¿132,92

1. Viscozitatea cinematică

ϑ=f (tc , d1515 , K )

13

Din graficul A.5 pagina 319 (Dobrinescu D.) => υ=3,6 ∙10−6 m2

s

2. Căldura specifică

C p=[(2 . 964−1.332⋅d1515 )+(0 .003074−0 .001154⋅d15

15)⋅tc2 ]⋅(0. 0538⋅K+0 .3544 )

kJ

c p=¿2,750171KJ

3. Variația conductivității termice

λ=0. 1172−6 . 33⋅10−5⋅t c

d1515

=0 .1172−6 .33⋅10−5⋅¿0,695

=0,156527W /m⋅° C ¿

4. Variația densității

ρpp=103⋅dd20⋅(1−

t c−20

2290−6340⋅d420+5965⋅(d4

20 )2 )=592 ,1962kg /m3

5. Viscozitatea dinamică

μ=ρpp⋅ν=592 ,1962kg /m3⋅3,6⋅10−6m2 /s=2 ,13⋅10−4kg /m⋅s

4. Calculul coeficientului de convecție la interiorul tuburilor

Pentru determinarea coeficientului α i se folosește criteriul Nusselt din relația Sieder – Tate,

considerând simplexul ( μμp )

0 .14

=1.

Proprietățile fizice care intervin în relațiile criteriale sunt ale produsului petrolier

determinate la temperatura t c=132,92℃.

Se calculează viteza fluidului în tuburi cu ajutorul relației:

ω =

mv

ρ⋅π⋅d

i2

4⋅n tnp

=0,806818

5 ,157⋅π⋅0 ,0212

4⋅296

4

=6,104052m / s

14

Unde:

ω – viteza de curgere;

mv – debitul volumic m3

s;

nt - numărul de tuburi; (296)

n p - numărul de pasuri; (4)

În mod obișnuit viteza pentru lichide trebuie să fie cuprinsă între 1m/s si 10 – 20 m/s pentru

gaze.

În cazul acestui proiect viteza ω = m/s pentru abur, datorită datelor de proiectare această

viteză este acceptabilă. Astfel în continuare se va lucra cu această viteză.

Pentru fluidul care circulă prin tuburi se calculează valoarea criteriului Reynolds:

Re=di⋅ων = 743071,4

Re= 743071,4 > 104 => regim de curgere turbulent;

Pr=C p⋅ρ⋅υλ

=1 ,08

Nu=0 .027⋅Re0. 8⋅Pr ( 1/3 )⋅( μμ p )0. 14

= 0.0027 ∙743071,40.8∙1,08¿ ¿¿

=1378,255

α i=Nu⋅λd i

=2388,975W

m2⋅° C

15

α i - coeficientul de convecție la interiorul tuburilor,

W

m2⋅° C

Re, Pr, Nu sunt valori adimensionale.

5. Calculul de convecție la exteriorul tuburilor

Pentru fluidul care circulă prin manta, criteriul Reynolds se calculeaza cu relația:

Re=10510,4634 > 104

ω=mc

ρ∙ Sc=¿0,1876255 m /s

Sc=x ∙(s−de)∙Di

s= 0,05

Unde:

x = 0.35

s= 0.032m

dech=1.1027 ∙s2

d e−de=0,02m

Criteriul Nusselt se calculează cu relația (pagina 204 – Dobrinescu D.)

Nu=C∙ℜn ∙ Pr1 /3 ∙;

Nu=C∙10510,46340.355 ∙3,7457515051/3= 88,7930101

Nu= d i ∙ α iλ

16

Re=dech⋅ων

=10510,4634

Pr=C p⋅μυ

=3,74575105

α e=Nu ∙ λdech

=¿ 661,832885

W

m2⋅° C

Unde:

C – constantă ce se ia în funcție de valoarea criteriului Reynolds

C=0.351

n – constantă ce se ia în funcție de criteriul Reynolds

n=0.55

α e−¿ coeficient de convecție la exterior,

W

m2⋅° C

6. Calculul suprafeței de schimb de căldură necesară

Se pleacă de la coeficientul global de transfer de căldură, unde apara rezistențele termice

specifiece depunerilor la interiorul și exteriorul tuburilor.

Rdi și Rde se presupun din tabelul 3.13 (Valorile orientative ale rezistențelor termice specifice

pentru depunerile datorate diverselor fluide, Dobrinescu D., pagina 200 și 215).

Rdi=0,000012W /m2 ∙℃

Rde=0,00018W /m2 ∙℃

Rdi−¿rezistență termică specifică depunerilor la interiorul tuburilor;

Rde−¿ rezistență termică specifică depunerilor la exteriorul tuburilor.

Se calculează k ed cu depuneri:

k ed=,W

m2⋅° C

17

k ed=¿441,995725

W

m2⋅° C

Astfel cu valoarea lui k ed cu depunerile se stabilește Ae necesară:

Aenec=¿= 83,7471803 m2

Se calculează supradimensionarea aparatului (Dobrinescu D., relația 3.47 – pagina 204)

%S=

Ae−AenecAenec

. 100=

92,99114−83,747180383,7471803 ∙100=11,03 %

Supradimensionarea aparatului trebuie să fie cuprinsă între 5% - 20%.

%S= 11,03 < 20% => supradimensionarea aparatului a fost realizată corect.

7. Calculul căderilor de presiune pe circuitul de agent de încălzire

Pentru calculul căderilor de presiune pe circuitul de agent de încălzire se folosește relația:

Δpi=ρ .ω2

2.np .( f .Fc .

Ltd i

+4); N /m2

Unde:

ρ – densitatea aburului, kg/m3;

ω – viteza motorinei prin tuburi m/s;

np−¿ numărul de pasuri;

F - factorul de frecare;

Lt– lungime de tub, m;

d i – diametrul interior al tuburilor, m;

18

F = ( μμp )

0 .14

1 – factor de coreție;

Lt - lungimea tubului ;Lt=4 m

d i - diametrul interior al tubului ; d i=0 ,021m

Se recalculează factorul de frecare:

f=f(Re)=

0 ,1694

Re0 ,243=

0,018453

Δpi=5 ,157 .6,1040522

2.4 .(6,104052.1.

40 ,021

+4)=1845 ,3 ; N /m

Δpi=0,018 bar

8. Calculul căderilor de presiune în manta

Căderea de presiune a amestecului lichid și vapori din manta se calculează cu următoarea

relație:

∆ pe=f ∙( ρ ∙ω)2

2∙ np ∙(

Ltdh

), (Dobrinescu D., relația 3,69 – pagina 212)

f=f(Re);

ℜ=dh∙ (ρ∙ω2)

μ

dh=4 ∙APh

19

A=12∙π4∙(Di

2−n ∙de2)

Ph=12∙ π ∙ Di+Di+

n2∙ π ∙ de

ρ ∙ω= m2 ∙ A

f=1.816

ℜ0.2 = 0,284965

A=0,191440802m2

dh=¿0,391367m2

Re = 10510,4634

ρ ∙ω=111,111 kg /m2 ∙ s

∆ pe=¿0,719138 N

m2

∆ pe – căderea de presiune în manta;

f – coeficient de frecare;

dh – diametrul echivalent hidraulic;

n – numarul total de tuburi;

A – aria spațiului dintre tuburi;

Ph – perimetrul udat;

ω – viteza fluidului prin tuburi;

ρ – densitatea fluidului in tuburi;

20

9. Concluzii

Dimensionarea tehnologică a unui schimbător de căldură de tip refierbător termosifon

orizontal se face în scopul creşterii parametrilor şi performanţei reale de funcţionare, în raport cu

datele prevăzute în proiect, al cunoaşterii variaţiilor acestora în timp şi al constatării sub sau

supradimensionarii aparatului, în raport cu sarcina termică prevăzută.

Tuburile utilizate în acest schimbător au diametrul exterior de=m si diametrul interior di=m.

Lungimea tuburilor este in majoritatea cazurilor m, dar în funcţie de necesităţi se utilizează lungimi

standardizate , în acest caz se utilizează tuburi cu lungime de m.

Se calculează căderile de presiune ale fluidelor la trecerea prin aparat. Valorile căderilor de

presiune trebuie sa fie mai mici decât presiunea atmosferică deoarece creşterea acestor valori duce

la un consum mai mare de energie pentru pomparea fluidului. Din calculul efectuat rezultă faptul că

aceste căderi de presiune sunt mai mici decât presiunea atmosferică.

Refierbătorul dimensionat are dimensiunile:

• Lungimea spaţiului de vapori m

• Numărul de tuburi este; tuburile sunt aşeazate în forma pãtrat

• Înălţimea spaţiului de vapori m

Refierbătoarele termosifon orizontale nu lucrează cu presiuni prea ridicate.

Conductele legate dintre refierbător şi coloana, sunt aşezate astfel încât ele să fie cât mai

scurte pentru a evita căderi mari de presiuni. Mai important este conducta prin care vapori intră în

21

coloana. Cu atât aceasta este mai scurtă, cu cât mai greu fluidul vaporizat îşi pierde căldură şi

condensează.

Supradimensionare este % ne permite posibilitate să lucrăm la un debit mai mare al fluxului

rece.

Refierbător proiectat, şi schimbătoare de căldură cu fascicul şi manta normală orizontal, în

general, are sarcina termică mare , implicit de căldură mare.

BIBLIOGRAFIE

1. Dobrinescu D., “Procese de transfer termic si utilaje specifice”, Editura Didactică şi Pedagogică,

Bucureşti 1983.

2. Şomoghi,V. , “Procese de transfer de căldură”, Editura Universal Carfil, Ploieşti 1998.

3. Suciu G.C.,Tunescu,R., “Ingineria prelucrării hidrocarburilor”,vol I, EdituraTehnică, Bucureşti

1983.

4. Şomoghi,V., Patrascu M., Patrascu C., Dobrinescu D., Ioana V., “Proprietăţi fizice utilizate în

calcule termice şi fluide dinamice”, Editura Universitatea Petrol-Gaze, Ploiesti 1996.

22