UNIVERSITATEA PETROL -GAZE PLOIESTI

PAGE

UNIVERSITATEA PETROL GAZE din PLOIESTI

FACULTATEA: TEHNOLOGIA PETROLULUI SI PETROCHIMIE

SPECIALIZAREA: PRELUCRAREA PETROLULUI SI PETROCHIMIECATEDRA: INGINERIE CHIMICA SI PETROCHIMICA

PROIECT DE SEMESTRU DISCIPLINA: PROCESE DE TRANSFER DE CALDURA

STUDENT: CONDUCATOR: ANGELESCU CRISTIAN SEF LUCRARI DOCTOR INGINER GRUPA 3127 LOREDANA NEGOITA PLOIESTI 2009 TEMA: PROIECTAREA TEHNOLOGICA A UNUI REFIERBATOR ORIZONTAL CU SPATIU DE VAPORI STUDENT: CONDUCATOR:

ANGELESCU CRISTIAN SEF LUCRARI DOCTOR ING. LOREDANA NEGOITA C U P R I N S I N T R O D U C E R E1. Date de proiectare

2. Breviar cu rezultate obtinute

3. Bilantul termic pe fierbator

4. Stabilirea geometriei aparatului

5. Temperatura calorica a motorinei

6. Calculul coeficientului de convectie la interiorul tuburilor

7. Calculul coeficientului de convectie la exteriorul tuburilor

8. Fluxul termic specific la tubul singular fara depuneri

9. Coeficientul de convectie exterior mediu pe fascicul

10. Calculul suprafetei de schimb de caldura necesara

11. Dimensionarea spatiului de vapori

11.1. Verificarea ariei sectiunii verticale a spatiului de vapori

12. Calculul caderilor de presiune

12.1. Caderea de presiune pe circuitul de lichid

12.2. Caderea de presiune pe linia de vapori

12.3. Cresterea nivelului de lichid in coloana

12.4. Caderea de presiune pe circuitul de agent de incalzire

13. Concluzii

B I B L I O G R A F I E

A N E X E

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 :

clasificarea dupa procesul principal de transfer de caldura ;

clasificarea dupa modul de contractare a fluidelor ;

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 .

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 .

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 . 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 , 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 . 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 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 .

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 . Produsul cald utilizat este motorina , 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 981.000 W. Refierbatorul este alimentat din baza coloanei de fractionare cu 20 t/h n-octan la presiunea de 5 bar si temperatura de 196(C. Pentru incalzire se utilizeaza motorina de 310(C, care cedeaza caldura prin condensare pana la 210(C.

CAPITOL 1 -- DATE DE PROIECTARE Varianta 8

Fluid rece (n-octan)

Debit din baza coloanei , mB , t/h 40

Fractia vaporizata , e 0,6

Fluid cald (motorina)

Densitate , d420 , g/cm3 0,850

Factor de caracterizare , k 11

Temperatura intrare , tc1 , (C 300

Temperatura iesire , tc2 , (C 230

Presiunea in baza coloanei , Pb=5 bar

Temperatura in baza coloanei , tb=196(C

Latenta de vaporizare , LV=295 Kj/Kg

Dimensiuni tuburi : de=25 mm

di=20 mm

CAPITOL 3 -- BILANTUL TERMIC PE REFIERBATOR Q = Qcedat = Qprimit Qcedat = mmot cpmot (tc1 tc2)

Qprimit = mB e LVmmot=mB e LV

cpmot (tc1-tc2)

Cpmot = [(2964-1332d1515)+(6,148-2,308d1515)t](0,0538K+0,3544)

t =tc1-tc2=280+200= 240(C

2 2

d1515 = 0,9952d420 + 0,00806 = 0,99520,850+0,00806=0,854

d1515 = 0,854

Cpmot = [(2964-13320,854)+(6,148-2,3080,854)240](0,053811+0,3544)

Cpmot = 2677,4 J/Kg(C

mB=501000=13,9 Kg/s

3600

mmot=13,90,6295103=11,48 Kg/s

2677,4(280-200)

Q = mmot cpmot (tc1-tc2) = 3,562677,4(280-200)

Q = 2458924 W

CAPITOL 4 -- STABILIREA GEOMETRIEI APARATULUI Pemtru a stabilii geometria aparatului se determina aria de schimb de caldura , utilizand legea lui Newton:

Q = ked Ae (tm log ked = coeficient global de transfer de caldura (W/m2(C)

Ae = aria de schimb de caldura(aria laterala a tuturor tuburilor din schimbatorul de caldura) (m2)

(tm log = diferenta medie logaritmica de temperatura ((C)

Determinarea (tm log tc1 = 280(C

tc2 = 200(C

tr1 = 196(C tr2 = tb = 196(C

(tcr = tc2-tr1 (tcc = tc1-tr2

(tcr =200-196=4(C (tcc =280-196=84(C

(tcc = diferenta de temperatura a capatului cald ((C)

(tcr = diferenta de temperatura a capatului rece ((C)

(tm log =(tcc - (tcr = 84-4=26.31( 26

ln(tccln84

(tcr 4

Presupunem ked intre 250(400 W/m2(C

Presupunem ked =300 W/m2(C

Q = ked pp Ae (tm log

Ae = Q = 2,4106=307,6 m2

Ked pp (tm log30026

Numarul de tuburi Lungimea tuburilor se presupune 1(12 m.

Presupunem Lt=4 m.

Ae= (deLtnt nt = numarul de tuburi

Dimensiunile tubului din refierbator sunt:

diametrul exterior : de =25 mm=0,025 m

diametrul interior : dI =21 mm=0,021 m

nt = Ae = 307,6=1024 tuburi

(deLtnt 3,140,0254

Din Dobrinescu Procese de transfer termic si utilaje specifice(pag.179), din tabelul corespunzator nt calculat se citeste nt cel mai apropiat acestei valori pentru de=0,025 m ( ntSTAS=1024 tuburi(pentru tuburi asezate in triunghi)( 4 pasuri in tuburi

Ae=ntSTAS(deLt=10243,140,0254=321,5 m2Ked calc = Q=2,4106=287 W/m2(C

Ae(tm log321,526

In literatura ked pp =0,410-6 m2/s

b) Caldura specifica a motorinei la tc=224(C(pag 160-Proprietati fizice-Somoghi)

Cp=[(2964-1332 d1515)+(6,148-2,308 d1515)t](0,0538k+0,3544)

Cp=[(2964-1332 0,854)+(6,148-2,308 0,854)224](0,053811+0,3544)

Cp=2612,95 J/Kg(C

c) Variatia conductivitatii termice (pag 320-Dobrinescu)

=0,1172-6,3310-5tc=0,1172-6,3310-5224

d1515 0,854

=0,1206 W/m(C

d) Variatia densitatii (pag 318-Dobrinescu)

=103d420[1- tc-20]

2290+6340 d420+5965( d420)2

=1030,850[1- 224-20]

2290+63400,850+5965(0,850)2

=835,5 Kg/m3e) Vascozitatea dinamica

==0,410-6835,5=0,3310-3 Kg/ms

CAPITOL 6 -- CALCULUL COEFICIENTULUI DE CONVECTIE

LA INTERIORUL TUBURILOR = viteza de curgere

=mV= m= m

AcAcdi2nt

4np

mV=debit volumic(m3/s)

Ac=sectiunea de curgere(m2)

mV=mm

mm=debit masic

nt=numar de tuburi=1024np=numar de pasuri=4

=11,48

835,5(0,021)2102

4 4

=0,747 m/s

Re=di=0,7470,021835,5=39333 > 104 => regim turbulent

0,3310-3

Pr=Cp=2612,950,3310-3=7.14

0,1206

Proprietatile fizice care intervin in reletiile criteriale sunt ale motorinei determinate la temperatura calorica tc=224(C

Pentru determinarea coeficientului i se foloseste criteriul Nusselt din relatia Sieder-Tate, considerand complexul (/p)0,14=1

Nu=0,027Re0.8Pr1/3(/p)0,14 Nu=0,027(39333)0.8(7,14)1/3=244,84Nu=idi=> i=Nu=244,840,1206=1406 W/m2(C

di 0,021

i=1406 W/m2(C

CAPITOL 7 -- CALCULUL COEFICIENTULUI DE CONVECTIE

LA EXTERIORUL TUBURILOR Se calculeaza cu relatia McNelly (pag 121-rel.2.1.47-Dobrinescu)

e1=0,008133Cspl(teCl 2,226l-11,0645

LvV

p=presiunea la care are loc fierberea

Cs=coeficientul care se alege in functie de tip material tub

Cs=1

Cl=caldura specifica a n-octan lichid

(te=diferenta de temperatura la schimbatoare de faza pentru lichid-vapori n-octan

(te=7-8(C (trebuie presupus)

e1=pentru un tub

Proprietatile fizice folosite sunt cele ale n-octanului la temperatura din baza coloanei tb=196(C

a) Variatia densitatii cu temperatura(pag 52-rel.2.15-Somoghi)

l=a+ b-ct , pentru n-octan

Valoarea coeficientilor se ia din tabelul 2.3-pag 52

a=308,4615

b=161856,2

c=553,8461

l=308,4615+ 161856,2-553,8461196

l=539,33 Kg/m3b) Variatia vascozitatii cu temperatura

l=exp(A+B+CT+DT2)

T

ln =(A+B+CT+DT2)

T

A,B,C,D=constante specifice(tabelete 3.9 la pag 113-Somoghi)

T=196+273=469K

A=-4,016

B=701,4

C=0,649410-2 D=-6,38210-6 ln l= -4,016+701,7/469+0,649410-2469-6,38210-6(469)2 ln l= -0,879 => l= 0,132 cP=0,13210-3 Kg/ms

c) Variatia caldurii specifice cu temperatura

Cp=A+BT+CT2+DT3 (J/KgK) relatia 4.23 pag 160 Somoghi

A=12,5967102 B=4,68587

C= -1,0332010-2 D=1,7586710-5 CP=12,5967102+4,68587489-1,0332010-2(469)2+1,7586710-5(469)3 Cp=2999 J/KgK

d) Variatia conductivitatii termice cu temperatura(pag 220 rel.6.18 - Somoghi)

=A+BT+CT2+DT3 A=2,2113410-1 B=-3,0771110-4 Tabel 6.3 - pag 221

C=0

D=0

=2,2113410-1-3,0771110-4469=0,0768 W/mK

e) Variatia tensiunii superficiale (pag 273 rel.8.18 - Somoghi)

= A+Bt+Ct2+Dt3 (N/m2) (t in (C)

A=23,62428

B=-97,50302710-3 Tabel 8.6 pag 274 C=16,06036310-6 D=147,504310-9 = 23,6242-97,50302710-3196+16,06036310-6(196)2+147,504310-9(196)3 = 6,24110-3 N/m2f) Pornind de le legea gazelor:

pV=nRT pV=(m/M)RT => V=(pM)/(RT)

Mn-octan=128+18=114 Kg/Kmol

p=pb=5 bar=5105 N/m2V=5105114=14,62 Kg/m3

8314469

e1=0,008133Cspl(teCl 2,226l-11,0645

LvV

Presupunem (te=7(C

e1=0,00813351050,07687,229992,226539,33-11,0645

6,24110-329510314,62

e1=6730 W/m2(C

Se calculeaza e1 si se verifica (t presupus calculand coeficientul global de transfer de caldura pentru un singur tub.

ke1= 1

1de+delnde+ 1

idi2odie1

ke1= 1

10,025+0,025ln0,025+ 1

14060,021 2370,0216730

ke1=1000 W/m(C

(te calculat nu trebuie sa varieze mai mult de 1-2(C decat (te presupus, daca nu se reia calculul presupunand (te cu un (C mai mic sau mai mare.

e1(te calc=ke1(tm log(te calc=ke1(tm log

e1

(te calc=100036=5.34 (C

6730

| (te calc - (te pp | = |5,34-7| = 1,66 (C

CAPITOL 8 -- FLUXUL TERMIC SPECIFIC LA TUBUL

SINGULAR FARA DEPUNERI q= flux termic specific

Aceasta valoare trebuie sa fie mai mica decat cea a fluxului specific maxim admisibil pentru a evita fierberea peliculara. Astfel se calculeaza qmax admisibil cu relatia KUTADELATZE

qc=0,16LV[V2(l-V)g]0,25 qe1=ke1(tm log qe1

L L4

=> in grafic aceasta valoare este 10-3 mV/L, Kg/hm, deci Lpp=L=4 m

LAB=1,1Df=1,11,2=1,32 m

Functie de cei 3 parametrii Di=f(5;7,5;1,32) => se citeste din nomograma pentru dimensionarea spatiului de vapori => Di=1,8 m

HV=0,45Di=0,451,8=0,81 m

LAB=0,55Di=0,551,8=0,99 m

=> Di=HV+LAB=0,81+0,99=1,8 m

Di=diametru interior manta= 1,2 m pentru refierbator fara spatiu de vapori.

Di=diametrul interior pentru refierbator cu spatiu de vapori= 1,8 m

Di>Di CAPITOL 11.1 -- VERIFICAREA ARIEI SECTIUNII VERTICALE

A SPATIULUI DE VAPORI Se determina debitul de vapori specific admisibil pe unitatea de volum de spatiu de vapori cu relatia:

mVS=0,636V(16000 )0,5 , Kg/m3s

l-V

unde: V=14,62 Kg/m3 l=835,5 Kk/m3 =6,24110-3 N/m2mVS=0,63614,62(16000 6,24110-3)0,5

835,5-14,62

mVS=3,24 Kg/m3s

Aria sectiunii transversale se determina cu relatia:

I.

S= mV

mVSLS

unde: mV=debitul de vapori, Kg/s

mVS=debit de vapori specific admisibil, Kg/m3s

LS=lungimea spatiului de vapori, m

LS se calculeaza cu relatia :

LS=Lt+0,7 LS=4+0,7=4,7 m

Lt=Lpp=4 m

mv=mBe=501030,6=12000 Kg/h=8,33 Kg/s

S= 8,33=0,547 m2

3,244,7

sau LS=Lt+a+b+c-d , unde a,b,c,d se presupun in intervalul 2040 cm

Presupunem: a=0,40 m

b=0,40 m

c=0,30 m

d=0,40 m

LS=4+0,40+0,40+0,30-0,40=4,70 m

S= 8,33=0,547 m

3,244,7

CAPITOL 12 -- CALCULUL CADERILOR DE PRESIUNE

12.1. CADEREA DE PRESIUNE PE CIRCUITUL DE LICHID Ne referim la traseul de lichid din baza coloanei si pana la intrare in refierbator (e vorba de o conducta).

Refierbatorul se aseaza paralel cu coloana de fractionare, trebuie sa calculam lungimea LMP=zona liniara

LMP=50-70 cm

LOP Ac=mV=m=m

Ac

Ac= 50103=0,02 m2

3600539,31

Ac=di2=> di2=4Ac=> di=4Ac

4

di=40,02=0,159 m ; di=159 mm

3,14

Dupa calcularea diametrului conductei, aceasta valoare se standardizeaza conform tabel 3.6/pag.177 din Dobrinescu => valoarea cea mai apropiata este di STAS=155,6 mm, careia ii corespunde de STAS=168,3 mm

In functie de di STAS se recalculeaza viteza de curgere(viteza reala) iar diferenta dintre valorile celor 2 viteze trebuie sa fie mica.

wreala=mV=mB4=501034

Acd2i STAS539,33,14(0,1556)23600

wreala=1,35 m/s

wreala=1,35 m/s

=> | wreala-wL | = | 1,35-1 | = 0,35 (diferenta mica)

wimpusa=1 m/s

Calculul criteriului Reynolds Prin determinarea criteriului Reynolds se stabileste regimul de curgere al fluidului.

Re=di STASw=0,15561,35539,3=858182>104 => regim turbulent

0,13210-3

Calculul factorului de frecare(f) f=f(Re)

Se determina cu relatia:

f=0,1694= 0,1694=0,1694=0,02 (rel.3.59/pag.207-Dobrinescu)

Re0,164(858182)0,1649,4

Calculul lungimii echivalente a conductei * Calculul lungimii echivalente la iesirea din coloana si la intrarea in coloana(Le1)

Le1=c1di

f

=> Le1=0,50,1556=3,89 m

0,02

c1=0,5

di=di STAS=0,1556 m

* Calculul lungimii echivalente pentru cele 2 coturi cu unghi de 90((Le2)

Le2=2c2di => Le2=2400,1556=12,448 m

c2=40

* Calculul lungimii echivalente la intrarea lichidului in refierbator(Le3)

Le3=c3di

f

=> Le3=10,1556=7,78 m

0,02

c3=1

* Lungimea echivalenta totala

Le tot=LMP+Le1+Le2+Le3 LMP=LNP+LMN+LOP Presupunem: LMN=50 cm=0,5 m

LOP=30 cm=0,30 m

LNO=2,5+2+2,2=4,35

22

LMP=4,35+0,6+0,30=5,25 m

Le tot=5,25+3,89+12,45+7,78=29,37 m

Se calculeaza caderea de presiune prin conducta cu relatia Fanning

(P=fw2Le tot ,(N/m2)

2 di

(P=0,02539,3(1,35)228,46=1797,74 N/m2

20,1556

1 atm ........................1,01325105 N/m2X atm.........................1797,74 N/m2 X=0,0177 atm

(P=0,0177 atm < Patm12.2 CADEREA DE PRESIUNE PE LINIA DE VAPORI Presupunem ca lungimea de la nivelul refierbatorului pana la cotul de 90(, LMN=30 cm=0,3 m si de la cotul de 90( pana la coloana este LNP=3 m.

Lungimea geometrica a conductei de vaporizare:

Lg.v.=0,3+3=3,3 m

Se presupune viteza vaporilor wvap=10 m/s

Debitul volumetric al vaporilor este:

Qvap=mv=mBe=501030,6=2052 m3/h

vv14,62

mB=debitul in baza coloanei;[kg/h]

e=fractia vaporizata;

v=densitatea vaporilor.[kg/m3]

Sectiunea de curgere a vaporilor se determina din relatia vitezei de curgere:

wvap=Qvap=> Sc.vap=Qvap=2051,9=0,057 m2

Sc.vapwvap103600

Sc.vap=di2=> di=4Sc.vap=40,057=0,27 m

43,14

Din Dobrinescu pag.177 se determina din tabelul standardizat di.STAS si de.STAS:

di.STAS=0,2953 m

de.STAS=0,3238 m

Se recalculeaza viteza vaporilor:

wvap.rec.=Qv=Qv4=42051,9=8,32 m/s

Sc.vapd2i.STAS3,14(0,2953)23600

Se calculeaza criteriul Reynolds functie de wvap si di.STASRe=diwvap=0,295314,1628,32=272120

0,13210-3

Re>105 => regim turbulent

Calculul coeficientului de frecare: fv=f(Re) => se determina din Dobrinescu pag.207

fv=0,1694=0,1694=0,021

Re0,1642721200,164

Se calculeaza lungimea echivalenta a conductei de vapori:

Calculul lungimii echivalente la iesire din refierbator pana se face cotul de 90(Le1=c1di=0,50,2953=7,03 m

fv0,021

c1=0,5

Calculul lungimii echivalente in zona cotului de 90(Le2=c2di=400,2953=11,81 m

c2=40

Calculul lungimii echivalente pentru intrarea vaporilor in coloana(pozitia orizontala a coloanei)

Le3=c3di=10,2953=14,06

fv0,021

c3=1,0

Le.total=Lg.v.+Le1+Le2+Le3=36,2 m

Caderea de pe linia de vapori se calculeaza cu relatia Fanning:

(pf.v.=fvvwv2Le.total

2di.STAS

(pf.v.=0,02114,62(8,32)236,2=1302,68 N/m2

20,2953

1 atm...........................1,01325105 N/m2 x atm...........................1302,68 N/m2 x=0,0128(pf.v.=0,0128 LCD=0,392 m

12.3. CADEREA DE PRESIUNE PE CIRCUITUL DE AGENT DE INCALZIRE Pentru calculul caderii de presiune pe circuitul de agent de incalzire se foloseste relatia:

(pi=w2Np(fFLt+4)

2di

unde: =densitatea motorinei[Kg/m3]

w=viteza motorinei prin tuburi[m/s]

Np=numarul de pasuri

f=factor de frecare

Lt=lungime tub[m]

di=diametrul interior al tubului[m]

F=(p)0,14~1

Se calculeaza factorul de frecare:

f=f(Re)

Re=39333=>f=0,4205=0,4205=0,032

Re0,243393330,243

(pi=835,5 (0,74}24 (0,03114+4)=9241 N/m2

20,021

1 atm..........................1,01325105 N/m2 x atm..........................9241N/m2

x=0,0912 atm Sc=Q=0,001374=0,01374 m2

Scw1

Sc=di2=> di=4Sc=40,01374=0,132 m

43,14

Se standardizeaza valoarea pentru di => di.STAS==0,1398 si de.STAS =0,1683m Se recalculeaza viteza motorinei: w=4Q=40,01374=0,895 m/s

(di.STAS)23,14(=0,139)2

13 CONCLUZII

Dimensionareatehnologica a unui schimbator de caldura de tip refierbator orizontal cu spatiu de vapori 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 sau supradimensionarii aparatului, in raport cu sarcina termica prevazuta.

Pentru a putea realiza dimensionarea unui astfel de aparat, este necesar sa se cunoasca urmatoarele: natura celor doua fluide de lucru, debitele acestora, temperaturile de intrare si de iesire ale fluidelor, presiunile initiale si finale, precum si toate datele geometrice ale aparatului.

Prima operatie efectuata este incheierea bilantului termic al refierbatorului, prin aplicarea ecuatiei calorimetrice celor doua fluide de lucru. Daca intre fluxul termic cedat de fluidul cald si cel primit de fluidul rece exista o diferenta apreciabila, care nu poate fi explicata prin pierderile de caldura catre mediul ambiant, se poate trage concluzia ca datele utilizate nu sunt perfecte si ca acestea trebuiesc revizuite.

Se compara debitele reale, temperaturile caracteristice fluxul termic schimbat si caderile de presiune ale fluidelor la trecerea prin aparat, cu datele corespunzatoare din proiect.

Se calculeaza diferenta medie de temperatura si vitezele caracteristice ale fluidelor prin aparat, comparandu-se cu datele din proiect si cu date din literatura(pentru viteze si diferenta minima de temperatura).

Tuburile utilizate in acest schimbator au diametrul exterior de=25 mm si diametrul interior di=21 mm. Lungimea tuburilor este in majoritatea cazurilor 6 m, dar in functie de necesitati se utilizeaza si urmatoartele lungimi:2,3,4,9,12 m.

Cu ajutorul relatiei lui Newton, dupa calcularea pe baza datelor geometrice a ariei de transfer, se stabileste valoarea reala a coeficientului global de transfer de caldura cu care lucreaza aparatul, luand in considerare si rezistentele termice ale depunerilor.

Se calculeaza caderile de presiune ale fluidelor la trecerea prin aparat. Valorile caderilor de presiune trebuie sa fie mai mici decat presiunea atmosferica deoarece cresterea acestor valori duce la un consum mai mare de energie pentru pomparea fluidului.

Dimensionarea tehnologica a racordurilor consta in alegerea diametrelor tevilor necesare astfel incat vitezele fluidelor sa aiba valori rezonabile.

Analizandu-se functionarea tehnologica a schimbatoarelor de caldura, existente intr-o instalatie in exploatare, pot fi stabilite performantele reale in raport cu cele prevazute in proiect sau recomandate in literatura, pot fi propuse unele masuri simple pentru imbunatatirea lor(curatarea aparatelor la intervale mai scurte de timp, modificarea debitului de agent de racire sau incalzire, etc.).

B I B L I O G R A F I E

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