UNIVERSITATEA PETROL – GAZE din PLOIEŞTIFacultatea: Tehnologia Petrolului şi PetrochimieSpecializarea: Prelucrarea Petrolului, Petrochimie şi CarbochimieCatedra: Inginerie Chimică şi Petrochimică

PROIECT DE SEMESTRU

Disciplina: PROCESE TRANSFER DE CĂLDURĂ

Conducător Proiect: Student:Şef lucr.Dr. Ing. Loredana Negoiţă Darii Grigore An. I master

PLOIEŞTI, 2012

TEMA: DIMENSIONAREA TEHNOLOGICĂ A UNUI RACITOR

Student: An. I MASTER

2

CUPRINS

Date de proiectare..........................................................................................................4Introducere.....................................................................................................................5

Capitole:

1. Bilanţul termic pe racitor.........................................................................................102. Stabilirea geometriei aparatului...............................................................................113. Temperatura calorică a apei.....................................................................................134. Calculul coeficientului de convecţie la interiorul tuburilor.....................................145. Temperatura calorica a produsului petrolier............................................................156. Calculul coeficientului de convectie la exteriorul tuburilot.....................................167. Calculul suprafeţei de schimb de căldură necesară..................................................188. Concluzii.....................................................................................................................199. Bibliografie..................................................................................................................20Schiţă de ansamblu..........................................................................................................21

3

DATE DE PROIECTARE

Varianta

Debit din baza coloanei, mB, t/h 25

Fluid cald ( produs petrolier)

Densitate, , g/cm3 0.850

Factor de caracterizare, k 11

Temperatură intrare, tc1, oC 120

Temperatură ieşire, tc2, oC 45

Fluid rece (apa)Temperatura intrare tr1,

oC 30Temperatura iesire tr2,

oC 40

Dimensiuni tuburi: de = 25 mm di = 21 mm

4

INTRODUCERE

Schimbătoarele de căldură sunt aparate (utilaje) în care se realizează procese (operaţii) de transfer de căldură între două fluide. După procesul principal de transfer de căldură, se deosebesc numeroase clase de aparate, ca de exemplu: preîncălzitoare, răcitoare, condensatoare, răcitoare-condensatoare, refierbătoare, vaporizatoare, cristalizatoare, recuperatoare, regeneratoare (schimbătoare de căldură propriu-zise). După modul de contactare al fluidelor se deosebesc trei clase de aparate:

schimbătoare de căldură de suprafaţă; schimbătoare de căldură prin contact direct (de amestec); schimbătoare de căldură cu fluid intermediar staţionar.

Schimbătoarele 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 (tubulari). Aceste schimbătoare sunt cele mai frecvent utilizate. Schimbătoarele 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. Schimbătoarele de căldură cu fluid intermediar staţionar sunt de concepţie mai recentă, se utilizează în cazuri practice caracteristice şi prezintă unele avantaje specifice. Ele se caracterizează prin faptul că transferul de căldură de la fluidul cald la cel rece, care sunt în curgere liberă prin schimbător, este mijlocit de un fluid intermediar staţionar în aparat. După tipul constructiv al aparatului se deosebesc numeroase clase de schimbătoare, principalele tipuri fiind prezentate în cele ce urmează, cu excepţia schimbătoarelor cu fascicul tubular in manta care, fiind cele mai utilizate, se tratează pe larg. Schimbătoarele „tub în tub” (Fig. 1)* constau în două tuburi concentrice, un fluid circulând prin interiorul tuburilor, iar celălalt fluid prin spaţiul inelar (intertubular). Aceste schimbătoare prezintă avantajul de a lucra în contracurent, dar sunt voluminoase şi grele, în raport cu aria de transfer.

Fig.1 Schimbător tub în tub

5

Schimbătoarele de căldură cu placi lucrează cu presiuni relativ mici pentru ambele fluide şi au început să fie utilizate şi în industria petrochimică, ele fiind uşoare si cu gabarit mic în raport cu aria de transfer. (Fig. 2).

Fig. 2 Schimbător de căldură cu plăci

Schimbătoarele de căldură cu fascicul tubular în manta sunt cele mai utilizate tipuri de schimbătoare. Ele au o arie specifică de transfer de căldură relativ mare (18-40 m2/m3) şi consum specific de metal relativ redus (35-80 kg/m2). Refierbătoarele sunt aparate de schimb de căldură 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. Căldura necesară se obţine prin condensare de abur, prin răcirea unei fracţiuni petroliere calde. În cazul unor sarcini termice 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 schimbătoare de căldură sunt de mai multe tipuri constructive şi funcţionale, tipurile principale fiind prezentate în continuare. În Fig. 3 este redată schema unui refierbător termosifon orizontal fără recirculare. În acest caz, vaporizarea lichidului, tot parţială 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 şi alimentat de deversor. Se constată că lichidul din amestecul evacuat nu mai poate reveni în refierbător. Debitul de lichid care alimentează refierbătorul este constant şi egal cu debitul deversat de pe taler, acest lichid trecând o singură dată prin refierbător.

Fig.3 Refierbător termosifon orizontal fără recirculare

6

Refierbătoarele termosifon fără recirculare nu sunt recomandabile pentru debite foarte mari de vaporizat, în raport cu debitul de produs de bază al coloanei. La aceste refierbătoare nu se utilizează noţiunea de coeficient de recirculare, ci doar fracţia masică a vaporizatului din amestec, care obişnuit este mai mare decât la refierbătoarele cu recirculare. În Fig. 4 este redată schema unui refierbător orizontal cu spaţiu de vapori. Acesta lucrează fără recirculare şi se caracterizează prin faptul că separarea fazelor se face în refierbător şi nu în coloană.

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

Mantaua refierbătorului conţine în partea inferioară un fascicul de tuburi care ocupă o înălţime mai mică decât diametrul mantalei. Tuburile sunt susţinute obişnuit prin plăci suport în formă de sfert de cerc. În prezentul proiect se efectuează dimensionarea tehnologică a unui refierbător orizontal cu spaţiu de vapori, produsul cald utilizat este o fracţiune petrolieră, care este agent de încălzire în acest sistem şi vine cu aport de căldură suficient pentru amestecul de vapori componenţi, produsul rece care se găseşte în baza coloanei este n-octan.

In cele ce urmeaza se prezinta cateva scheme de principiu caracteristice,

referitoare la condensatoarele (racitoarele) care deservesc coloanele de fractionare, cu amplasarea

si legaturile acestora, inclusiv reglarile mai importante din sistem.

In figura nr 5 este redata schema unui condensator orizontal, cu condensare in manta,

caracterizat prin faptul ca evacuarea condensului se face printr-un sistem deversor (preaplin), care

mentine un nivel constant de condens in partea inferioara a mantalei (inchidere hidraulica ;

subracire a condensului ; evitarea necesitatii unui vas de reflux ). Sistemul deversor are legatura de

drenare pentru lichid si legatura de ventilare pentru vapori, necesare la golirea instalatiei (dupa

oprire). Condensatorul fiind plasat mai sus decat varful coloanei, circulatia refluxului si a

produsului de varf al coloanei sunt asigurate prin cadere libera. Pe conducta de reflux se afla o

inchidere hidraulica, pentru vaporii de la varful coloanei.

7

Fig.5. Condensator orizontal cu condensare in manta

Cateva aspecte generale asupra condensatoarelor, unele fiind ilustrate in schemele

anterioare :

condensatoarele pot lucra cu condensare partiala sau totala la condensare partiala, separarea fazelor se face intr-un separator

exterior, iar uneori chiar in mantaua condensatorului (la un condensator de suprafata dintr-un sistem de vid, condensul este evacuat din partea inferioara a mantalei prin intermediul unui picior barometric, iar necondensabilele sunt trase de ejector pe la partea superioara a mantalei) ;

produsul de varf al coloanei poate fi obtinut total in faza lichida, infaza mixta (lichid+vapori) sau total in faza vapori (in acest caz, este condensata numai partea care constituie refluxul) ;

condensatoarele pot fi plasate deasupra sau dedesubtul vasului dereflux ;

evacuarea condensului se poate face cu o pompa (pompa de reflux) sauprin cadere libera ;

se poate lucra cu sau fara vas de reflux (in acest ultim caz, trebuiementinut un nivel de lichid in partea inferioara a mantalei, sau intr-un dom anexat la partea inferioara a mantalei) ;

condensarea se poate face in manta sau in tuburi (de exemplu, lacondensatoarele cu aer), condensatorul fiind plasat orizontal sau vertical ;

O coloana de fractionare clasica este prevazuta cu doua aparate de schimb de caldura ; un

condensator de varf, in care se evacueaza caldura, consumandu-se un agent de racire (apa,agent

frigorific,etc.) si un refierbator la baza, in care se primeste caldura, consumandu-se un agent de

incalzire. Este posilib sa se foloseasca un singur aparat dde schimb de caldura in care prin

condensarea vaporilor de varf sa se transfere caldura necesara vaporizarii partiale a lichidului de la

8

baza coloanei. Acest transfer de caldura nu poate fii realizat direct, pentru ca temperatura de

condensare a vaporilor de varf este mai mica decat temperatura de fierbere a lichidului din baza.

In figura nr.6 este prezentata o schema de principiu, cu un astfel de aparat de schimb de

caldura condensator-refierbator. Sistemul numit ‘pompa de caldura’ se caracterizeaza prin faptul ca

vaporii de la varful coloanei sunt comprimati inainte de intrarea in schimbatorul de caldura (creste

presiunea , creste temperatura de condensare si transferul de caldura este posibil). Partea de

condens utilizata ca reflux este laminata inainte de intrarea in coloana (scade presiunea, scade

temperatura si are loc o usoara vaporizare). Comparativ cu schema clasica, este necesar la acest

sistem un singur aparat de schimb de caldura, nu se consuma agent de racire sau de incalzire, dar in

schimb la sistemul cu pompa de caldura este necesar un compresor care consuma energie pentru

antrenare.

Fig.6. Schema de principiu a unui sistem condensator-refierbator

CAPITOLUL 1

9

BILANŢ TERMIC PE REFIERBĂTOR

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

CAPITOLUL 2

STABILIREA GEOMETRIEI APARATULUI

10

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

Q = ked * Ae * Δtm log

ked – coeficientul global de transfer de căldură (W/m2 * oC) Ae – aria de schimb de căldură (m2) Δtm log – diferenţa medie logaritmică de temperatură (oC)

Determinarea Δt m log

tc1 = 120oC

tc2 = 45oC tr1 = 30oC tr2 = 40oC Δtcr = tc2 – tr1 Δtcc = tc1 – tr2

Δtcr = 15oC Δtcc = 80oC Δtcr – diferenţa de temperatură a capătului rece (oC) Δtcc – diferenţa de temperatură a capătului cald (oC)

Se va presupune coeficientul global de transfer de caldura intre valorile corespunzatoare procesului pe care il studiem:

Presupunem ked = 300 W/(m2 * oC)

Q = ked * Ae * Δtm log

Se va calcula aria exterioara de trasfer de caldura

Numărul de tuburi

Lungimea tuburilor se presupune 3÷6, 9,12 Presupunem Lt = 4 m Dimensiunile tuburilor din refierbător sunt: di = 25 mm = 0,025 m de = 21 mm = 0,021 m

Cunoscand aria exterioara se determina geometria refierbatorului :

 ; unde :

reprezinta diametrul exterior al tuburilor [mm] ;

11

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

reprezinta numarul de tuburi

Cu ajutolul relatiei anterioare se determina numarul de tuburi:

Din Dobrinescu D. ”Procese de transfer termic şi utilaje specifice” – pag. 179, din tabelul corespunzător nt calc se citeşte nt cel mai apropiat acestei valori pentru de = 0,025 m => ntSTAS = 322 tuburi (pentru tuburi aşezate în pătrat) 4 pasuri în tuburi.

În literatură ked p ked calc 50 W/m2·C kedpp este corect. 4 pasuri în tuburi Di = 0,600 m = 600 mm – Diametrul interior al mantalei ntSTAS = 322 tuburi

CAPITOLUL 3TEMPERATURA CALORICĂ A APEI

Temperatura calorică reprezintă temperatura la care se determină proprietăţile fluidelor astfel încât valoarea medie a coeficientului global de transfer de caldura sa fie cea reală. Se calculează factorul caloric:

12

Factorul caloric corectează temperatura calorică pe care vrem să o determinăm

Proprietăţile fizice ale apei se determină la tC = 35 oC.

Caracteristica ρ λ ν

30°C 995,7 0,617 0,000000805

40°C 992,2 0,634 0,000000659

*Tc 35°C 993,95 0,6235 0,000000732

a) Vâscozitatea cinematică, ν → ν = 0,73*10-6 m2/s.

b) Căldura specifică a apeiCaldura specifica a apei se determina din fluxul termic cedat Cp:=4170 J/Kg*C

c) Variaţia conductivităţii termice

d) Variaţia densităţii

e) Viscozitatea dinamică

CAPITOLUL 4

CALCULUL COEFICIENTULUI DE CONVECŢIE LA INTERIORUL TUBURILOR

ω – viteza de curgere

13

AC – secţiunea de curgere (m2)mr – debit masicnt – numărul de tuburi = 322np – numărul de pasuri = 4

Pentru determinarea coeficientului αi se foloseşte criteriul Nusselt din relaţia Sieder-

Tate, considerând simplexul .

CAPITOLUL 5

TEMPERATURA CALORICĂ A PRODUSULUI PETROLIER

Temperatura calorică reprezintă temperatura la care se determină proprietăţile fluidelor astfel încât valoarea medie a coeficientului global de transfer de caldura sa fie cea reală. Se calculează factorul caloric:

14

Factorul caloric corectează temperatura calorică pe care vrem să o determinăm

Proprietăţile fizice ale produsului petrolier se determină la tC = 72,5 oC.

a) Vâscozitatea cinematică, ν

Din graficul A.5./pag.319 (Dobrinescu) → ν = 0,15*10-6 m2/s.

b) Căldura specifică a produsului petrolier(pag.160/Şomoghi)

c) Variaţia conductivităţii termice

d) Variaţia densităţii (pag.318 - Şomoghi)

e) Viscozitatea dinamică

CAPITOLUL 6

CALCULUL COEFICIENTULUI DE CONVECŢIE LA EXTERIORUL TUBURILOR

Pentru calculul vitezei de curgere prin manta este nevoie mai intii de calculate aria sectiunii de curgere, care in cazul nostrum se calculeaza dupa formula:

S1 x Di Df sp de Df de

sp

15

Df-diametrul fascicolului, care se calculeaza dupa formula, utilizind tabelul A.6.

x- distanta dintre sicane, x:=0.15m de- diametrul exterior, 0.025m

S1=0.019 m2

ω – viteza de curgere

Pentru determinarea coeficientului αi se foloseşte criteriul Nusselt din relaţia:

Unde: factorul C1 tine seama de inaltimea relativa a sicanei;

C1=z+0.524(1-z)0.32(S/A1f)0.03 unde S-sectiunea de curgere; z- parametru apreciat in functie de Di si h/Di

A1f-aria libera a ferestrei sicanei

nf-numarul de tuburi din fereastra se calculeaza in functie de numarul total de tuburi al fascicolului;

Af-aria totala a ferestrei se determina din table in functie de rap h/Di;

A1f = 0.017

C1=z+0.524(1-z)0.32(S/A1f)0.03 = 1.058

Factorul C2 tine seama de curgerile longitudinale secundare printre sicana si manta si printre tuburi si orificiile din sicana; C2=f(asm+ato/S; asm/asm+ato) unde: asm- aria de curgere dintre sicana si manta;

Df Di 10 0.001Df 0.59

Nupp 0.167C1 C2 C3 Repp0.676 Prpp

1

3

A1f Af nf de

2

4

nf ntSTAS1 z( )

2 nf 48.3

Af 0.11182Di2 Af 0.04

16

ato- aria de curgere dintre tuburi si orificii;

- diametrul orificiilor din sicana;

C2- se citeste prin interpolare din grafic in functie de rapoartele obtinute: =0.59

Factorul C3 – tine seama de curgerile transversale laterale, prin fascicul si manta;

Admitem numarul perechilor sicanelor de etansare, Ns1:=2Numarul de siruri plasate intre marginile ferestrelor, s:=sp*sqrt(2), s=0.045Numarul sirurilor de tuburi plasate intre marginile ferestrelor;

ato 0.3927 do2

de2

1 z( ) ntSTAS

do de 0.8 0.001 do 0.026

ato 8.736 103

notez raportul h/Di cu h h 0.8

asm

Di2

Ds2

360 106( )

360

4

φ reprezinta unghiul la centru al coardei sicanei care ptr h=0.8 este de 106 grade

asm 2.915 103

asm2

asm

asm ato asm1

ato asm S1

asm2 0.25asm1 0.5

C3 e

1.25 Di Df x

S1 1 2

Nsl

Nif

1

3

C3 0.998

Nif 7.955Nif Di

2 h 1( )

s

Nupp 0.167C1 C2 C3 Repp0.676 Prpp

1

3

17

De unde rezulta ca :

CAPITOLUL 7

CALCULUL SUPRAFEŢEI DE SCHIMB DE CĂLDURĂ NECESARĂ

Se pleacă de la coeficientul global de transfer de căldură cu depuneri, unde apar rezistenţele termice specifice depunerilor la interiorul şi exteriorul tuburilor.

Rdi şi Rde se presupun din tabele (pag. 200, pag.215 - Dobrinescu)Rdi = 0,00176 (m2 * oC)/W (pentru apa)Rde = 0,00035 (m2 * oC)/W (produs petrolier)

Se recalculează aria de transfer de căldură necesară:

Se calculează supra - dimensionarea aparatului:

Cum %S = 5 ÷ 20% dimensionarea aparatului este corectă.

Nupp 137.073

e Nupp

pp

di e 860.633

t e ke

tc11 tc e

t e 32.447 C

Diferenta de temp la ext tuburilor

temperatura peretelui este tp=tc-32.4; tp=39.6 C

18

CAPITOLUL 8

CONCLUZII

Dimensionarea tehnologică a unui schimbător de căldură de tip racitor 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. Pentru a putea realiza dimensionarea unui astfel de aparat, este necesar să se cunoască următoarele: natura celor două fluide de lucru, debitele acestora, temperaturile de intrare şi de ieşire ale fluidelor, presiunile iniţiale şi finale, precum şi toate datele geometrice ale aparatului. Prima operaţie efectuată este încheierea bilanţului termic al racitorului, prin aplicarea ecuaţiei calorimetrice celor două fluide de lucru. Dacă între fluxul termic cedat de fluidul cald si cel primit de fluidul rece există o diferenţă apreciabilă, care nu poate fi explicată prin pierderile de căldură către mediul ambiant, se poate trage concluzia că datele utilizate nu sunt perfecte si că acestea trebuiesc revizuite. Se compară debitele reale, temperaturile caracteristice fluxul termic schimbat si căderile de presiune ale fluidelor la trecerea prin aparat, cu datele corespunzatoare din proiect. Se calculează diferenţa medie de temperatură şi vitezele caracteristice ale fluidelor prin aparat, comparându-se cu datele din proiect şi cu date din literatură (pentru viteze si diferenţa minimă de temperatură). Tuburile utilizate în acest schimbător au diametrul exterior de=25 mm si diametrul interior di=21 mm. Lungimea tuburilor este in majoritatea cazurilor 6 m, dar în funcţie de necesităţi se utilizează, în acest caz se utilizează tuburi cu lungime de 4 m. Cu ajutorul relaţiei lui Newton, după calcularea pe baza datelor geometrice a ariei de transfer, se stabileşte valoarea reală a coeficientului global de transfer de căldură cu care lucrează aparatul.Se constată faptul că valorile obţinute concordă cu datele din literatură. Analizându-se funcţionarea tehnologică a schimbătoarelor de căldură, existente într-o instalaţie în exploatare, pot fi stabilite performanţele reale în raport cu cele prevăzute în proiect sau recomandate în literatură, pot fi propuse unele măsuri simple pentru îmbunatăţirea lor (curăţarea aparatelor la intervale mai scurte de timp, modificarea debitului de agent de răcire sau încălzire, etc.). Deci în pofida faptului ca unele valori calculate nu au fost foarte bune (factorul caloric, coeficientul de transfer termic presupus) totuşi cred că acest schimbator de căldură este funcţionabil.

19

BIBLIOGRAFIE

1. Dobrinescu, D.: “Procese de transfer termic si utilaje specifice”, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti 1983

2. Suciu, G.C., Tunescu, R.: “Ingineria prelucrarii hidrocarburilor, vol 1”, Ed. Tehnica, Bucuresti 1983

3. Somoghi, V., Patrascu, M., Patrascu, C., Dobrinescu, D., Ioan, V.: “Proprietati fizice utilizate in calcule termice si fluido-dinamice”, Ed. Universitatea Petrol-Gaze, Ploiesti 1997

4. Somoghi, V.: “Procese de transfer de caldura”, Ed. Universal Carfil, Ploiesti 1998

20

21

Fig.6. Schiţă de ansamblu a unui racitor