transportul si distributia agentilor

Tudor SAJIN, Roxana GRIGORE

TRANSPORTUL ŞI DISTRIBUŢIA AGENŢILOR

TERMICI

2003

Descrierea CIP a Bibliotecii Naţionale a României SAJIN, TUDOR Transportul şi distribuţia agenţilor termici / Sajin Tudor,Grigore Roxana. – Bacău : Alma Mater, 2003. Index. ISBN 973-8392-40-3 I. Grigore, Roxana 697.33

Recenzenţi:

Prof.dr.ing. Victor BENCHE Universitatea Transilvania din Braşov

Prof.dr.ing. Nicolae LEONĂCHESCU

Universitatea Tehnică de Construcţii din Bucureşti

Consilier editorial:

Prof. dr. Gogu GHEORGHIŢĂ

Universitatea din Bacău

ISBN 973-8392-40-3

Tudor SAJIN, Roxana GRIGORE. Transportul şi distribuţia agenţilor termici

3

P R E F A Ţ Ă

Dezvoltarea industrială a unei ţări presupune intensificarea

preocupărilor pentru utilizarea raţională a energiei de toate formele. Termoenergetica are ca principală preocupare procesele care implică, într-o formă sau alta, căldura şi cuprinde trei subdomenii: producerea căldurii, transportul căldurii şi utilizarea căldurii în diverse scopuri. Cel mai mare consumator de energie sub formă de căldură este industria. Volumul şi structura producţiei industriale sunt determinate în special de considerente politico-economice şi sociale.

Tratarea oricărei probleme specifică unuia dintre subdomeniile termoenergeticii industriale trebuie făcută, ţinând seama de efectele asupra tuturor celorlalte, printr-o analiză de sistem.

Lucrarea de faţă este actuală prin marea importanţă a problemelor termoenergeticii industriale din subdomeniul transportului şi distribuţiei agenţilor termici de la sursa de căldură la consumator fără pierderi de cantitate şi calitate.

Principalele obiective care se desprind din lucrare sunt însuşirea cunoştinţelor privind producerea energiei, livrarea, transportul şi distribuţia agenţilor termici şi consumul optim al căldurii acestora în subsistemul energetic industrial (SEI).

Lucrarea este structurată pe compartimente în care sunt expuse:

!"locul şi rolul sistemelor şi subsistemelor de transport şi de distribuţie a resurselor energetice şi a purtătorilor de energie livraţi consumatorilor întreprinderilor industriale

!"alegerea naturii şi parametrilor agenţilor termici de transport; !"particularităţile şi elementele constructive ale sistemelor de transport

al agenţilor termici; !"problemele distribuţiei agenţilor termici; !"calculul hidraulic al conductelor şi reţelelor termice; !"calculul termic al reţelelor de conducte de termoficare; !"calculul mecanic al conductelor de termoficare.

Expunerea lucrării sub aspectul economic al problemelor abordate dezvoltă orientarea formării specialistului spre soluţionarea optimă a

Prefaţă

4

acestora, comparându-se soluţiile alternative şi luându-se decizia economic justificată.

Lucrarea se adresează studenţilor de la facultăţile cu profil energetic, fiind utilă şi specialiştilor din domeniul energetic ocupaţi cu proiectarea, montarea şi exploatarea reţelelor termice.

Braşov, 15 mai 2001

Prof. dr.ing. Victor BENCHE

Universitatea Transilvania din Braşov


5

CUPRINS

INTRODUCERE................................................................................…....…9 CAPITOLUL 1. LOCUL ŞI ROLUL SISTEMELOR ŞI SUBSISTEMELOR DE TRANSPORT ŞI DE DISTRIBUŢIE A RESURSELOR ENERGETICE ŞI A PURTĂTORILOR DE ENERGIE LIVRAŢI CONSUMATORILOR ÎNTREPRINDERILOR INDUSTRIALE………………………………………...11

1.1. Structura sistemului energetic……………………………………...11 1.2. Fluxul transform\rilor energetice [i reducerea pierderilor de

c\ldur\………………………………………………………..…….17 1.3. Probleme generale ale subsistemului industrial de transport şi

de distribuţie a purtătorilor de energie……………………………...19 CAPITOLUL 2. ALEGEREA NATURII ŞI PARAMETRILOR AGENŢILOR TERMICI DE TRANSPORT…………21

2.1. Alegerea naturii agenţilor termici de transport……………………..21 2.2. Agenţi termici pentru procese de joasă temperatură………………..21 2.3. Agenţii termici pentru procesele de medie temperatură……………22

2.3.1. Aspectele tehnice comparative ale utilizării aburului sau a apei fierbinţi ca agent termic de transport……………...22

2.3.2. Comparaţia energetică între utilizarea aburului sau a apei fierbinţi ca agent termic de transport……………………24

2.3.3. Alegerea parametrilor agenţilor termici de transport pentru procesele de medie temperatură………………………30

2.4. Agenţii termici pentru procesele de înaltă temperatură……………32 CAPITOLUL 3. SISTEME DE TRANSPORT AL AGENŢILOR TERMICI……………………………….……………….35

3.1. Reţele de termoficare………………………………………………35 3.1.1. Sisteme cu apă……………………………………………….35 3.1.2. Sisteme cu abur………………………………………………43 3.1.3. Scheme de reţele termice…………………………………….47

3.2. Elemente componente ale reţelelor de termoficare………………...49 3.2.1.Conducte ale reţelelor de termoficare…………………………51 3.2.2. Armături ale reţelelor de termoficare………………………...52

Cuprins

6

3.2.3. Reazemele conductelor……………………………………….56 3.2.4. Compensatoare de dilatare……………………………………57

3.3. Reţele termice industriale…………………………………………..64 3.3.1. Reţele de abur………………………………………………...64 3.3.2. Instalaţii şi dispozitive de colectare şi returnare a

condensatului aburului tehnologic……………………………67 CAPITOLUL 4. DISTRIBUŢIA AGENŢILOR TERMICI…………….71

4.1. Distribuţia şi siguranţa alimentării cu căldură…..………………….71 4.2. Regimurile de alimentare cu căldură a consumatorilor de abur……73 4.3. Metodele generale de reglare a căldurii livrate consumatorilor

de apă fierbinte……………………………………………………..74 4.4. Puncte termice……………………………………………………...77

4.4.1. Scheme combinate pentru racordarea instalaţiilor de încălzire şi preparare a apei calde……………………………78

4.4.2. PTC în sistemele bitubulare închise………………………….78 4.4.3. PTC în sistemele bitubulare deschise………………………...81 4.4.4. PTC în sisteme bitubulare mixte……………………………..82 4.4.5. PTC în sisteme monotubulare deschise………………………83

CAPITOLUL 5. CALCULUL HIDRAULIC AL CONDUCTELOR ŞI REŢELELOR TERMICE………………………….87

5.1. Calculul hidraulic al conductelor…………………………………...87 5.1.1. No]iuni generale……………………………………………...87 5.1.2. Regimurile de curgere………………………………………..88 5.1.3. Profilul vitezei. Viteza medie………………………………...89

5.2. Calculul pierderilor de presiune `n conducte………………………91 5.2.1. Calculul pierderilor liniare de presiune………………………91 5.2.2. Calculul pierderilor locale de presiune……………………….92

5.3. Calculul conductelor [i re]elelor de ap\……………………………94 5.3.1. Alegerea vitezei apei…………………………………………94 5.3.2. Diametrul economic al conductei…………………………….95 5.3.3. Elementele de calcul hidraulic al re]elelor de conducte…..….96 5.3.4. Rezisten]a specific\ a conductelor……………………………97 5.3.5. Calculul conductelor cu debit uniform distribuit……………..97 5.3.6. Re]ele ramificate cu o surs\ de alimentare…………………...98 5.3.7. Re]ele ramificate cu dou\ surse………………………………99 5.3.8. Re]elele inelare [i buclate…………………………..……….101

5.4. Calculul hidraulic al re]elelor de termoficare……………..………102 5.4.1. No]iuni de realizare a calculului……………………..……...102 5.4.2. Calculul hidraulic al re]elelor de temoficare…..………..…..102


7

5.4.3. Regimul hidraulic al reţelelor termice……………………....106

5.4.3.1. Caracteristicile sectoarelor reţelei termice…………..106 5.4.3.2. Caracteristicile hidraulice ale pompelor şi

reţelelor…………………………………..…………107 5.4.4. Echilibrarea re]elelor de termoficare………………..………109

5.5. Calculul hidraulic al conductelor [i re]elelor de abur…………..…113 5.5.1. Elemente generale…………………………………..……….113 5.5.2. Alegerea vitezei aburului…………………………..………..113 5.5.3. Calculul conductelor lungi…………………………..………114 5.5.4. Conducte lungi de abur…………………………………..….114 5.5.5. Calculul hidraulic al re]elelor de abur………...…………….116

CAPITOLUL 6. CALCULUL TERMIC AL REŢELELOR DE CONDUCTE DE TERMOFICARE……………...….119

6.1. No]iuni de baz\………………………………..………………….119 6.2. Calculul conductelor de termoficare……………..……………….124 6.3. Diametrul critic al izola]iei termice……………………..………...125 6.4. Calculul grosimii izola]iei termice………………………..………127

6.4.1. Calculul grosimii izola]iei termice pentru o pierdere de c\ldur\ dat\………………………………………..………...127

6.4.2. Calculul grosimii izola]iei pentru o temperatur\ dat\ la suprafa]a acesteia………………………………………..…..128

6.4.3. Calculul grosimii izola]iei la o c\dere dat\ de temperatur\ a agentului termic……………………..…………………….129

6.4.4. Calculul grosimii izola]iei pentru prevenirea congel\rii lichidelor transportate………………………………...……..132

6.5 Calculul conductelor subterane……………………………..……..134 6.5.1. Conducte `ngropate `n teren (f\r\ canal)………………..…..135 6.5.2. Conducte `n canale nevizitabile………………..……………137

CAPITOLUL 7. CALCULUL MECANIC AL CONDUCTELOR DE TERMOCICARE……………………………..………139

7.1. No]iuni de calcul mecanic………………………………..……….139 7.2. Clasificarea solicit\rilor [i tensiunilor………………………..…...140 7.3. Determinarea grosimii peretelui unei ]evi cilindrice supuse

la presiune interioar\…………………………..…………………142 7.4. Calculul mecanic al conductelor pentru transportul agenţilor

termici……………………………………………………..……..144 7.4.1. Noţiuni introductive…………………………………..…….144 7.4.2. Calculul tensiunilor din reazeme……………………..……..146

Cuprins

8

7.4.3. Solicitările compensatoarelor……………………………....150 BIBLIOGRAFIE........................................................................................155


9

INTRODUCERE

Disciplina “Transportul şi distribuţia agenţilor termici” pune în

evidenţă marea importanţă în cadrul problemelor termoenergeticii industriale a subsistemului transportului şi distribuţiei agenţilor termici de la sursa de căldură la consumator [1-108]. Transportul şi distribuţia agenţilor termici trebuie să se realizeze fără pierderi de cantitate şi calitate. Din aceste considerente problemele principale ale subsistemului industrial de transport şi de distribuţie a agenţilor termici sunt transportul [i distribuţia cu eficienţă optim\ a purtătorilor de energie de la subsistemele de combustibil şi cel al producerii energiei la subsistemele transformării energiei în forme intermediare şi cel al consumului, punându-se accentul şi pe recuperarea şi valorificarea resurselor energetice secundare [42-50,61-63,87,88,91-94,97,98,104,105]. Tratarea acestor probleme se face sub aspect de cercetare, proiectare, optimizare şi exploatare a ansamblului de transport şi distribuţie, procesului sau instalaţiei ce intră în componenţa subsistemului de transport şi distribuţie. Problemele trebuie soluţionate ţinând cont de condiţiile calitative şi cantitative impuse de procesele de consum, căutând soluţiile tehnico-economice optime pentru întregul ansamblu.

Pentru transportarea căldurii la distanţe mari în calitate de agenţi termici se folosesc în temei apa şi aburul [16,18,35], produse de generatoarele de abur şi cazanele de apă fierbinte [16,69,70,89,90,99-102] din CT şi CET. Sistemului de alimentare cu apă îi sunt caracteristice producerea combinată specifică mare de energie electrică în baza consumului de căldură, păstrarea condensatului la centrale electrice, posibilitatea transportului căldurii la distanţe mari, posibilitatea reglării centrale a sarcinii termice principale prin variaţia regimului termic hidraulic, un randament mai ridicat datorită lipsei în aparatele de consum a pierderilor de condens şi abur; capacitatea de acumulare ridicată a sistemului cu apă.

Sistemele cu abur de alimentare cu căldură sunt de două tipuri: cu returnarea condensatului şi fără returnarea acestuia. În sistemele cu returnarea condensatului acesta este evacuat din aparatele consumatoare în recipiente de colectare, din care printr-o conductă de condensat este returnat la centrala electrică. În sistemele fără returnarea condensului acesta este evacuat din

Introducere

10

aparatele consumatoarelor şi se foloseşte de consumatori pentru alimentarea cu apă fierbinte.

Alimentarea cu căldură a consumatorilor urbani [33,34] şi industriali [1-4,12,14,20,21] se face în funcţie de condiţiile impuse de aceştia. De aceea sistemul de distribuţie a agenţilor termici are rolul de a menţine siguranţa în alimentarea cu căldură cerută de diferiţi consumatori şi reglarea regimului termic conform programului tehnologic al acestora [3,83,86], care poate fi calitativă, cantitativă sau calitativ-cantitativă (mixtă). În funcţie de natura consumatorilor, a sursei de căldură şi a instalaţiilor pentru încălzirea, ventilarea, şi prepararea apei fierbinţi, aceste trei metode de reglare se pot aplica în cursul anului singular sau combinat, pe diverse perioade caracteristice consumatorilor respectivi. În această abordare, în lucrare sunt prezentate locul şi rolul sistemelor şi subsistemelor de transport şi de distribuţie a resurselor energetice şi a purtătorilor de energie livraţi consumatorilor întreprinderilor industriale, alegerea naturii şi parametrilor agenţilor termici de transport [16,18,35], particularităţile şi elementele constructive ale sistemelor de transport al agenţilor termici [4,11,13,108], problemele sistemului de distribuţie a agenţilor termici, elementele de calcul hidraulic, termic şi mecanic al conductelor şi reţelelor de conducte termice [11,13,67,68,108].

Problemele abordate sunt prezentate şi sub aspect economic [3,4,27-30,32,36-41], ceea ce dezvoltă în condiţiile energeticii de tranziţie [106,107] orientarea formării specialistului spre soluţionarea optimă a acestora, comparându-se soluţiile alternative şi luându-se decizia economic justificată.


11

CAPITOLUL 1

LOCUL ŞI ROLUL SISTEMELOR ŞI SUBSISTEMELOR DE TRANSPORT ŞI DE DISTRIBUŢIE A RESURSELOR

ENERGETICE ŞI A PURTĂTORILOR DE ENERGIE LIVRAŢI CONSUMATORILOR ÎNTREPRINDERILOR

INDUSTRIALE

1.1. Structura sistemului energetic

O mare parte din combustibilii şi din energia electrică utilizate în industrie se transformă în centrale şi instalaţii speciale în potenţialul energetic al diverşilor purtători de energie (căldura aburului şi a apei fierbinţi; energia presiunii aerului comprimat; frigul apei tehnice a amoniacului sau al saramurilor artificiale etc.), folosiţi în complexul tehnologic al întreprinderii; o altă parte de combustibil şi de energie electrică se foloseşte în complexul tehnologic în mod direct. Cea mai mare parte a energiei electrice şi a combustibilului este livrată întreprinderilor industriale din sistemul energetic naţional (SEN) care este compus din mai multe subsisteme: subsistemul de alimentare cu energie electrică; de alimentare cu combustibili solid şi lichid; de alimentare cu gaze şi de alimentare cu căldură. Restul necesarului de căldură şi a altor purtători de energie necesari întreprinderii este asigurat de sistemele energetice proprii ale acestor întreprinderi. Sistemul energetic industrial (SEI) este un complex unitar interconexat din punct de vedere tehnic şi economic, care include [1,2,4,12,14,20,21]:

!"construcţiile şi instalaţiile care asigură recepţia, transformarea şi acumularea resurselor energetice şi a purtătorilor de energie din subsistemele sistemului energetic naţional;

!"centralele şi instalaţiile energetice ale întreprinderii pentru producerea centralizată a celorlalte resurse energetice necesare întreprinderii, transformarea şi acumularea acestora (CET; CT, staţii de pompare, de comprimare, de separare a componenţilor aerului etc.);

Capitolul 1. Locul şi rolul sistemelor şi subsistemelor de transport şi de distribuţie a resurselor energetice şi a purtătorilor de energie livraţi consumatorilor întreprinderilor

industriale

12

!"instalaţiile şi staţiile de recuperare, care produc purtători de energie în baza resurselor energetice secundare (RES) ale complexului tehnologic al întreprinderii (CET de recuperare, cazane recuperatoare (CR), instalaţii de purificare şi reutilare a apelor reziduale, de captare şi de purificare a reziduurilor combustibile ale proceselor tehnologice etc.;

!"sisteme de conducte şi alte subsisteme care asigură transportul spre consumatorii întreprinderii şi distribuţia între aceştia a resurselor energetice şi a purtătorilor de energie, produşi de centralele energetice şi instalaţiile de recuperare proprii, inclusiv şi a celor preluate din SEN. Sistemele de alimentare cu energie electrică sunt cele mai mari sisteme ale complexului de alimentare cu energie şi căldură a întreprinderii industriale. În componenţa SEI aceste sisteme nu sunt incluse, însă de legăturile cu ele se ţine cont la analiza şi optimizarea SEI. Obiectivul principal al funcţionării SEI este asigurarea complexului tehnologic cu necesarul respectiv de energie de calitate bine determinată la un nivel prestabilit de siguranţă şi cu spectrul cerut de purtători de energie. Sistemul de alimentare cu energie şi căldură a întreprinderii industriale (SAEC II) este constituit dintr-un ansamblu de sisteme de alimentare cu energie separate, fiecare din care produce un tip concret de purtători de energie şi este un subsistem al SEI. Astfel, sistemul energetic industrial (fig.1.1) este constituit, la rândul său, din mai multe subsisteme care urmăresc diverse stadii ale conversiei energetice [3]:

!"stadiul producerii energiei, care cuprinde subsistemul combustibil (SSC) şi cel al producerii (SSP). SSC preia combustibilul de la SEN şi îl foloseşte ca materie primă pentru arderea directă în instalaţiile tehnologice (TH), ori în SSP, pentru producerea căldurii în CT sau a căldurii şi energiei electrice în CET proprii;

!"subsistemul transformării calitative a energiei electrice în punctele de transformare electrice (PTe) şi a căldurii în punctele termice (PTc). Aici are loc adoptarea parametrilor energiei electrice şi a căldurii la valorile impuse de subsistemele intermediare sau direct de consumatori;

!"subsistemul transformării energiei electrice şi a căldurii în forme intermediare (SSI) şi distribuţia agenţilor termici de consum. Principalele subsisteme din această categorie sunt: producerea apei de răcire (SSAr),


producerea frigului (SSF), producerea aerului comprimat (SSAc), distribuţia

a

teItelacap

te

Fig.1.1. Prezentarea schematică a sistemului energetic industrial (SEI)

13

burului (SSAb) şi a apei calde sau a apei fierbinţi (SSAf); !"subsistemul consumului (SSCons), formele de energie în instalaţiile

hnologice TH sau în instalaţii pentru asigurarea condiţiilor de muncă (CM). nstalaţiile tehnologice asigură direct realizarea şi desfăşurarea proceselor hnologice, iar cele pentru asigurarea condiţiilor de muncă participă indirect procesul de producţie. Subsistemul consumului pentru asigurarea

ondiţiilor de muncă cuprinde instalaţiile de încălzire, ventilare şi climatizare spaţiilor de producţie şi a celor anexe precum şi instalaţiile pentru roducerea apei calde în scopuri igienico-sanitare şi menajere.

!" subsistemul consumului (SSCons), formele de energie în instalaţiile hnologice TH sau în instalaţii pentru asigurarea condiţiilor de muncă (CM).


industriale

14

Instalaţiile tehnologice asigură direct realizarea şi desfăşurarea proceselor tehnologice, iar cele pentru asigurarea condiţiilor de muncă participă indirect la procesul de producţie. Subsistemul consumului pentru asigurarea condiţiilor de muncă cuprinde instalaţiile de încălzire, ventilare şi climatizare a spaţiilor de producţie şi a celor anexe precum şi instalaţiile pentru producerea apei calde în scopuri igienico-sanitare şi menajere. Legătura între SEN şi SEI este, în general, univocă în privinţa combustibilului (de la SEN la SEI) şi biunivocă din punctul de vedere al energie electrice şi căldurii sub formă de abur sau apă fierbinte. În ultimul caz, sursa proprie de energie a SEI poate livra energie electrică şi căldură unor consumatori din afară (industriali sau urbani). Legăturile între diversele subsisteme din cadrul SEI, sau între SEN şi SEI, sunt asigurate prin reţele de transport şi distribuţie a energiei electrice şi a diverselor agenţi energetici (abur, apă de răcire sau apă caldă, agenţi tehnologici, aer comprimat, CO2, oxigen, etilenă etc.). Centralele şi instalaţiile energetice SAEC ÎI, producând câteva tipuri de purtători de energie sau producând unii şi consumând alţii, interconectează subsistemele menţionate şi influenţează regimurile şi indicii de funcţionare ai fiecăruia din ele. Legăturile dintre subsisteme apar şi prin acele aparate şi instalaţii tehnologice TH care consumă purtătorii de energie din unele subsisteme, iar cele produse din RES în instalaţiile de recuperare le livrează consumatorilor prin alte subsisteme. La analiza, conceperea şi optimizarea SAEC ÎI trebuie să se folosească metodologia analizei sistemice şi de modelare matematică a sistemelor complexe [4]. Unul din rezultatele principale al analizei sistemice este evidenţierea în cadrul SAEC ÎI a câtorva nivele de ierarhizare (fig.1.2). Modelarea se realizează în mod separat la fiecare nivel ierarhic, însă ţinându-se cont de legăturile, restricţiile şi cerinţele subsistemelor care se află la un nivel înalt fără de obiectul modelat. Această analiză SAEC ÎI permite să fie simplificată considerabil şi să fie redusă dimensiunea problemei soluţionate cu precizie suficientă a rezultatelor obţinute.

La analiza SAEC ÎI şi la optimizarea parametrilor şi structurii schemei acestuia pentru regimurile staţionare de funcţionare se folosesc modele matematice statice ale obiectelor considerate – totalitatea relaţiilor matematice (ecuaţii, constante, inecuaţii, relaţii logice) care reflectă legăturile


15

fizice dintre parametrii de intrare, parametrii intermediari şi cei de ieşire ai

obiectului real la regimurile staţionare de funcţionare a acestora. Modelele matematice statice, de regulă, sunt constituite din blocuri destinate pentru calculul parametrilor unor elemente separate ale SAEC ÎI (compresoarelor, turbinelor, recuperatoarelor de căldură etc). Cele mai complete modele ale CEI conţin şi blocuri suplimentare de calcul ale proprietăţilor termofizice ale putătorilor de energie, de analiză energetică a ciclurilor şi proceselor de optimizare etc. Ordinea funcţionării acestor blocuri este prescrisă cu ajutorul unui program special de coordonare.

Fig.1.2. Nivele de ierarhie a sistemelor de alimentare cu energie şi căldură:

SER – sisteme energetice raionale (de alimentare cu căldură – AC; de alimentare cu combustibili solizi şi lichizi - ACom; de alimentare cu gaze – AG; de alimentare cu energie electrică – AEE); SAEC ÎI – sistemul de alimentare cu energie şi căldură a întreprinderii industriale; CT ÎI – complexul tehnologic al întreprinderii industriale; Com – transportoare de combustibil solid sau conducte de păcură; O2 – conducte de oxigen; RES – resurse energetice secundare; SSA (O2) – staţie de separare a componentelor aerului (oxigenului); SA ACA – staţie de alimentare cu aer comprimat şi abur; CET – centrală electrică de termoficare; RTC – punct termic central; PRG – post de reglare gaze; TGRFC – turbină cu gaze recuperatoare fără compresor


industriale

16

În calitate de criterii de optimizare a SAEC ÎI se folosesc minimul cheltuielilor actualizate, consumului de combustibil la întreprinderea industrială, cantităţii de substanţe nocive evacuate în atmosferă; siguranţa alimentării cu energie etc. Dependenţa acestor criterii de parametrii care se optimizează, are un caracter neliniar şi problema optimizării SAEC ÎI se referă la clasa problemelor de programare neliniară aplicativă. Un număr mare de metode de optimizare este prezentat în lucrările [5,6]. Pentru optimizarea parametrilor SAEC ÎI se folosesc pachete de programe specializate, spre exemplu, MINOG [7], care realizează metoda Hook-Djivs de ordinul zero de determinare a minimului global al unei funcţii neliniare cu mai multe variabile, rezultatele obţinute având o precizie bună. Către SAEC ÎI cu regimuri variabile de funcţionare se aplică cerinţe mari în vederea manevrabilităţii şi siguranţei. În scopul studiului regimurilor nestaţionare de funcţionare a acestora se realizează modelarea matematică a proceselor tranzitorii care au loc în elementele sistemului [8]. În cazul dat modelul matematic are o structură la care fiecare element al instalaţiilor este descris de un sistem de ecuaţii diferenţiale obţinute în baza legilor principale de conservare a masei, mişcării şi energiei. Pentru realizarea modelului matematic pe calculator sunt de asemenea elaborate pachete de programe de modelare a proceselor continue, spre exemplu, CSMP [9]. Pentru modelarea matematică a SAEC ÎI, parametrii căruia depind de unii factori aleatorii şi caracterul variaţiei cărora în decursul unei perioade lungi de timp este imprevizibil, se folosesc metodele statisticii matematice şi a modelării statistice. În prima fază se face colectarea şi prelucrarea statistică a datelor pentru un segment îndelungat de timp, în baza cărora se obţin repartiţiile experimentale ale mărimii aleatorii alese. În rezultatul prelucrării statistice a datelor experimentale pe calculator se stabileşte legea repartiţiei mărimii aleatorii şi parametrii acesteia. Rezultatele obţinute se folosesc pentru modelarea statistică care constă în calculul repetat al mărimii aleatorii corespunzătoare condiţiilor reale de funcţionare a SAEC ÎI. Pentru acest caz este folosit, spre exemplu, pachetul de programare ZPCON [10] care permite să se realizeze modelarea statistică de imitaţie a SAEC ÎI în decursul unei perioade îndelungate de timp.


17

1.2. Fluxul transform\rilor energetice [i reducerea pierderilor de c\ldur\

Transformarea energiei primare `n energie util\ `n SEI este `nso]it\ de

disip\ri ireversibile de energie `n mediul ambiant. O analiz\ a fluxurilor energetice la toate fazele de transformare se face cu ajutorul diagramei Sankey (fig.1.3.).

Fig.1.3. Schema transformărilor energetice în sistemul energetic

industrial SEI (a) şi diagrama Sankey (b) a fluxurilor energetice din fiecare fază de transformare:

epQ - necesarul de energie primară; cepQ - energia primită de consumatorul tehnologic;

SSPQ - energia livrată subsistemului de producere; SSIQ - energia disponibilă după

transformările intermediare; trQ - energia livrată sistemului de transport între

subansambluri; acQ - energia livrată aparatului consumator; tQ - energia necesară

desfăşurării procesului tehnologic; actrSSISSPcepep QQQQQQ ∆∆∆∆∆∆ ,,,,, - pierderi de

energie în sistemul de valorificare a energiei primare, respectiv, la transportul acesteia laconsumator, în subsistemul de producere, la transformările intermediare, în procesul detransport între subansambluri şi în aparatul consumator


industriale

18

Deci necesarul de energie primar\ Qep pentru desf\[urarea unui proces tehnologic const\ din energia necesar\ desf\[ur\rii acestui proces Qt [i suma pierderilor de energie la transportul [i transform\rile energiei:

∑∆+= QQQ tep , (1.1)

`n care

∆Q=∆Qep+∆ cepQ +∆Qssp+∆Qssi+∆Qtr+∆Qac . (1.2)

Randamentele lan]ului de utilizare [i transformare a energiei sunt:

ep

cep

epcep

SSPSSP

SSP

SSISSIt

SSI

trtr

tr

acac

ac

tt Q

QQQ

QQ

QQ

QQ

QQ

====== ηηηηηη ;;;;; , (1.3)

`n care ηt este randamentul realiz\rii procesului tehnologic; ηac - randamentul aparatului consumator; ηSSI -randamentul transform\rilor intermediare; ηSSP - randamentul transform\rilor de energie `n subsistemul de producere; ηep - randamentul de transport al energiei.

Randamentul total al utiliz\rii energiei este:

tactrSSISSPepep

ttot Q

Q ηηηηηηη ⋅⋅⋅⋅⋅== . (1.4)

Metodele de reducere a pierderilor de energie depind de natura acestora. Pierderile de energie se `mpart `n dou\ categorii :

!"pierderi `n procesele de conversie a energiei dintr-o form\ `n alta (∆Qac , ∆QSSI , ∆QSSP );

!"pierderi `n procesul de transport `ntre subansambluri (∆Qtr) .

Pierderile din prima categorie pot fi reduse, dar nu pot fi evitate complet. M\surile de reducere a acestor pierderi sunt :


19

!"̀mbun\t\]irea randamentelor aparatelor consumatoare (ηac) . Aceasta presupune utilizarea unor instala]ii tehnologice moderne [i `nlocuirea aparatelor uzate fizic sau moral. ~mbun\t\]irea randamentelor aparatelor consumatoare se reduc la dou\ categorii de m\suri :

• m\suri tehnico-economice privind `ntre]inerea, exploatarea [i optimizarea `nc\rc\turii aparatelor;

• `mbun\t\]irea tehnologiei procesului de conversie a energiei. O solu]ie de reducere a pierderilor ∆Qac cu cheltuieli materiale minime o reprezint\ recuperarea resurselor energetice secundare `n cadrul proceselor tehnologice realizate.

!"̀mbun\t\]irea randamentelor de conversie a energiei ηSSI [i ηSSP. Aceste randamente pot fi ridicate prin m\suri adecvate tehnico-economice , care s\ asigure exploatarea mai bun\ sub aspectul regimurilor de func]ionare (`nc\rcare [i reglaj) ale instala]iilor. De men]ionat c\ randamentele de conversie ηSSI sunt mult mai mici decât ale subsistemului SSP. De aceea `n primul rând trebuiesc folosite toate m\surile pentru `mbun\t\]irea randamentelor subsistemului intermediar de transformare ηSSI . Pierderile din procesele de transport (∆Qtr) se compun din dou\ categorii :

!"pierderi datorate procesului de transport; !"pierderi determinate de neconcordan]a `ntre regimurile cererii [i

livr\rii de nergie. Pierderile prin transport cele care `nso]esc acest proces: curgere al unui agent energetic, pierderile de lucru mecanic prin frecare, pierderile de c\ldur\ c\tre mediul ambiant. Acestea se pot reduce prin stabilirea unei viteze optime de deplasare a agentului energetic, prin utilizarea unei grosimi optime a izola]iei termice [. a. Aceste pierderi pot fi reduse pân\ la anumite limite, dar nu pot fi evitate. Pierderile determinate de neconcordan]a `ntre regimurile cererii [i de livrare a energiei sunt de natur\ tehnico-organizatoric\. Aceste pierderi pot fi anulate folosind metodele adecvate de reglaj. Principalele m\suri `n acest scop sunt utilizarea instala]iilor de acumulare [i aplicarea unor metode de reglare flexibile.


industriale

20

1.3. Probleme generale ale subsistemului industrial de transport şi de

distribuţie a purtătorilor de energie

Problemele principale ale subsistemului industrial de transport şi de distribuţie a purtătorilor de energie (SITDPE) sunt transportul [i distribuţia cu eficienţă optim\ a purtătorilor necesari de energie de la subsistemele combustibil (SSC) şi cel al producerii energiei (SSP) la subsistemele transformării energiei în forme intermediare (SSI) şi cel al consumului (SSCons). Tratarea acestor probleme se face sub aspect de cercetare, proiectare, optimizare şi exploatare a ansamblului de transport şi distribuţie, procesului sau instalaţiei ce intră în componenţa SITDPE. Problemele trebuie solu]ionate ]inând cont de condi]iile calitative [i cantitative impuse de procesele de consum, c\utând solu]iile tehnico-economice optime pentru `ntregul ansamblu.

Problema principală a SITDPE este reducerea pierderilor de energie în reţelele de transport şi distribuţie. Aceasta înseamnă:

!"în faza de concepere-proiectare, determinarea diametrului economic al

conductei, grosimii şi calităţii optime a izolaţiei termice, asigurarea condiţiilor tehnico-economice rentabile de exploatare;

!"în faza montajului şi exploatării, asigurarea etanşeităţii conductelor, menţinerea calităţii izolaţiei termice a conductelor prin evitarea tasării şi umezirii acesteia etc.

În genere, gospodăria raţională a energiei de toate formele este deosebit de importantă deoarece permite:

!"economisirea resurselor de energie primară; !"reducerea investiţiilor şi cheltuielilor de exploatare pentru subsistemul

de transport şi distribuţie a energiei şi pentru instalaţiile aferente acestuia; !"reducerea costului producţiei industriale.


21

CAPITOLUL 2

ALEGEREA NATURII ŞI PARAMETRILOR AGENŢILOR

TERMICI DE TRANSPORT

2.1. Alegerea naturii agenţilor termici de transport Natura şi parametrii agentului termic de transport utilizat pentru alimentarea cu căldură depinde de regimul termic impus la aparatul consumator. În funcţie de parametrii agenţilor termici la aparatele consumatoare 11, tP şi de natura procesului tehnologic, se utilizează următorii agenţi termici de transport [3,4,16,18,35]:

!"pentru procesele de forţă (consumatoare de lucru mecanic) se utilizează aburul, aerul comprimat sau alte gaze. Natura şi parametrii agenţilor termici sunt impuse de procesul şi aparatul consumator;

!"pentru procesele de încălzire sau răcire, natura şi parametrii agenţilor termici de transport depind de regimul termic impus la aparatul schimbător de căldura 1t . Din acest punct de vedere, procesele de consum se pot împărţi (convenţional) în următoarele categorii:

• de joasă temperatură , cu Ct 01 100< ;

• de medie temperatură , cu Ct 01 180100 << ;

• de înaltă temperatură , cu Ct 01 180> .

2.2. Agenţi termici pentru procese de joasă temperatură

La temperaturi sub C00 se folosesc agenţi frigorifici clasici, cum sunt amoniacul şi freonii. Pentru temperaturi C0100! , se folosesc saramura şi soluţii de glicol în apă. La temperaturi mai mari ( C03010! ) se folosesc aerul şi apa . Fata de apă, aerul are avantajul costului şi al siguranţei în exploatare, însa prezintă coeficienţi de transfer de caldură mult mai reduşi.

Capitolul 2. Alegerea naturii şi parametrilor agenţilor termici de transport

22

Pentru temperaturi cuprinse intre 30 şi C0100 , ca agent termic de încălzire se folosesc apa şi, mai rar, aburul.

2.3. Agenţii termici pentru procesele de medie temperatură În majoritatea proceselor de încălzire, care au loc la nivele termice între 100 şi C0180 , ca agent termic de transport se poate folosi atât aburul, cât şi apa fierbinte. Eficacitatea comparativă a utilizării acestor agenţi termici trebuie determinată prin calcule tehnico-economice complexe, care să ţină seama de ansamblul sistemului de alimentare cu căldură. Rezultatele acestor calcule este influenţat de condiţiile constructive şi de funcţionare ale aparatelor consumatoare, precum şi de cele energetice ale ansamblului sistemului de alimentare cu căldură.

2.3.1. Aspectele tehnice comparative ale utilizării aburului sau a apei fierbinţi ca agent termic de transport

Aceste aspecte sunt următoarele [3,4]: a) Returnarea agentului termic la sursă constituie o problemă foarte importantă din două puncte de vedere:

!"ca materie primă: nereturnarea condensatului la sursa de căldură implică înlocuirea sa cu un debit echivalent de apă de adaos;

!"cheltuieli suplimentare legate de tratarea chimică a suplimentului de apă de adaos până la nivelul impus de calitatea apei de alimentare a cazanelor. În cazul apei fierbinţi, se poate considera că aceasta se returnează integral şi impurificată. Când apar pierderi de apă în reţea şi unele impurificări ale celei returnate, pretratarea apei la sursa de căldură necesită numai o dedurizare. Când ca agent termic se utilizează aburul, orice pierderi de agent sau impurificarea condensatului returnat necesită înlocuirea cu apă de adaos, tratată chimic în prealabil. Chiar şi la returnarea condensatului pur este


23

necesară o pretratare înaintea introducerii acestuia în circuitul apei de alimentare a cazanelor. Ca urmare, utilizarea aburului ca agent termic, comparativ cu apa fierbinte, conduce la un consum suplimentar de apă de adaos şi la mărirea corespunzătoare a capacităţii instalaţiilor de tratare chimică a acesteia. b) Schemele pentru racordarea consumatorilor depind de parametrii maximi ai agenţilor termici admişi de aparatele consumatoare. La temperaturi reduse ale agenţilor termici, sub C0100 , schemele de racordare ale consumatorilor sunt mult mai simple în cazul apei fierbinţi decât în cazul aburului, deoarece lipseşte gospodăria de colectare şi returnare a condensatului în întregime. În cazul utilizării apei fierbinţi la temperaturi peste C0150 apar probleme tehnice deosebite faţă de cazul folosirii aburului. Astfel, pentru evitarea vaporizării apei fierbinţi, este necesar un exces de presiune peste presiunea de saturaţie corespunzătoare temperaturii respective. La temperatura de peste C0150 , presiunea apei în sistem trebuie menţinută la peste 0,6 MPa. Scăderea bruscă a presiunii poate conduce la vaporizarea apei, ceea ce determina eforturi mecanice suplimentare în punctul respectiv. Acest fenomen poate apare mai ales în două puncte ale sistemului de alimentare cu căldură:

!"la robinetele de comandă de pe conducta de alimentare a aparatelor consumatoare;

!"la aspiraţia pompei de circulaţie. Rezulta că, în cazul apei fierbinţi sub presiune instalaţiile de racordare ale consumatorilor sunt mai complicate decât în cazul aburului, necesitând instalaţii şi măsuri tehnice suplimentare. c) Complexitatea problemelor de exploatare ale sistemelor de alimentare cu căldură, care în cazul aburului sunt amplificate de variaţia debitelor la consumatori . Pentru consumatorii funcţionând în regim intermitent, în două schimburi, acestea conduc la apariţia condensului în conducte după perioada de întreruperi, ceea ce determină producerea loviturilor de berbec cu avariile corespunzătoare. d) Reglarea cantităţii de căldură livrată consumatorilor în cazul apei fierbinţi, se face centralizat prin variaţia temperaturii şi a debitului, ceea ce


24

este mai complicat decât în cazul aburului, unde reglajul se poate face simplu prin laminare la aparatul consumator. e) Transportul şi distribuţia la distanţă a apei fierbinţi se face cu ajutorul pompelor de circulaţie, care permit atingerea unor distanţe de ordinul zecilor de kilometri. În cazul aburului, distanţele de transport sunt limitate la ordinul kilometrilor, datorită presiunii iniţiale mari pe care trebuie să o aibă la sursă şi a posibilităţii condensării acestuia pe traseu până la consumator. f) Domeniul de aplicabilitate a aburului este mai mare, putând asigura simultan consumuri termice cu parametri diferiţi, ceea ce în cazul apei fierbinţi este limitat. Având în vedere aceste aspecte tehnice principale, rezultă că alegerea naturii agentului termic pentru procesele de medie temperatură între apa fierbinte şi abur se poate face pe baza unor calcule tehnico-economice.

2.3.2. Comparaţia energetică între utilizarea aburului sau a apei fierbinţi ca agent termic de transport

Se urmăreşte să se pună în evidenţă cantitatea de căldură şi de energie electrică livrată în funcţie de natura agentului termic. Schemele de principiu pentru alimentarea cu căldură în cele două variante analizate sunt prezentate în fig.2.1 şi 2.2.

În ambele variante, se consideră că necesarul de căldură al consumatorului este 2q cu durata anuala de utilizare τ , realizat la nivelele termice 2t ′ şi 2t ′′ . Analiza energetică comparativă se face având în vedere următoarele etape:

Varianta Abur Apă fierbinte 1. Parametrii aburului prelevat din turbine. Se constată că, din punct de vedere al parametrilor aburului prelevat din turbine:

( ) ( )afttabtt tPtP ,, > ,


25


Fig. 2.1. Schema termică de principiu a utilizării aburului ca agent termic de transport:

CA-cazan de abur; T-turbină; GE-generator electric; IRR-instalaţie de reducere-răcire; AC-aparat consumator; OC-oală de condensat; RC-rezervor de condensat; PC-pompă de

condensat

26


27

Fig. 2.2. Schema termică de principiu a utilizării apei fierbinţi ca agent termic de transport:

CA-cazan de abur; T-turbină; GE-generator electric; SB-schimbător de căldură de bază; CAF-cazan de apă fierbinte; AC-aparat consumator; PR-pompă de reţea


28

în care tt este valoarea temperaturii aburului supraîncălzit, prelevat din turbine la presiunea tP , în condiţiile destinderii reale (politrope). Valorile mai mari ale tP şi tt , în cazul utilizării aburului ca agent termic, conduce la reducerea producerii energiei electrice de debitul de abur destins până la priza turbinei , deoarece aftabt hh > . 2. Calculul puterii electrice produse de turbine pe seama debitelor de căldură livrate în cele două cazuri de agent termic se face cu relaţiile:

( ) gmabttt hhDP ηη ⋅⋅−′= 0 ; ( ) gmafttt hhDP ηη ⋅⋅−= 0 , în care tD′ şi tD sunt debitele de abur prelevate din turbine în cele două variante, [kg/s]; 0h - entalpia aburului viu la intrarea în turbine, [kJ/kg]; abth

şi abth - entalpia aburului prelevat din priza turbinei în urma destinderii reale

până la presiunea abtP (pentru abur), respectiv până la aftP (pentru apă

fierbinte), ( ) iadtt hhhh η⋅−−= 00 ; adth - entalpia aburului prelevat din

turbine în urma destinderii adiabate până la presiunea tP , [kJ/kg]; iη - randamentul intern al turbinei; mη şi gη - randamentul mecanic, respectiv randamentul generatorului electric. Comparând puterile electrice produse în cele două cazuri de utilizare a agentului termic, calculele arată că:

( ) ( )aftabt PP < ,

deoarece aftabt hh > .

Diferenţa ( ) ( )abtaftt PPP −=∆ se măreşte pe măsură ce creşte

distanţa de transport. 3. Determinarea puterii electrice consumate pentru vehicularea agentului termic de către pompele de condensat PC (în cazul aburului) şi de către pompele de reţea în cazul apei fierbinţi:


29

( ) [ ] ( ) [ ],,22

;,

;,

;,

PaPllPPPPPP

kWPGP

PallPPP

kWPD

P

ACrCETsp

rîACrdCETPRPR

PRr

CETrsprcPCPC

PCc

∆++∆==∆+∆+∆+∆=∆

∆⋅=

+∆=∆=∆

∆⋅= η

η

în care PCP∆ este presiunea dezvoltată de pompa de condensat; PRP∆ - presiunea dezvoltată de pompa de reţea; D - debitul de abur egal cu debitul condensatului returnat; G - debitul de apă fierbinte de reţea; rcP∆ - pierderea de presiune în reţeaua de condensat; ,,,, rîACrdCET PPPP ∆∆∆∆ - pierderile de presiune in reţelele din CET, respectiv în reţeaua de ducere, la aparatul consumator şi în reţeaua de întoarcere; spP∆ - pierderile specifice de presiune; CETl - lungimea reţelei din CET; rl - lungimea reţelei de returnare a condensatului. Neglijându-se diferenţa de presiune ACP∆ care trebuie asigurata la aparatul consumator (aceasta nu depăşeşte valoarea ACP∆ = 0,2...0,3 MPa), rezultă:

2≈∆∆

PC

PRPP .

Determinând debitul de agent termic vehiculat cu formulele:

( ) ,,;,11

1

11

1

′′−′=

′′−′=

skg

ttcqG

skg

hhqD

in care 11, hh ′′′ sunt entalpiile aburului la presiunea 1P′ la aparatul consumator; 11, tt ′′′ - temperaturile apei fierbinţi la aparatul consumator; c -căldura specifică a apei, [kJ/kg.K], rezultă:

( )11

11ttchh

DG

′′−′′′−′

= .


30

Pentru ,75,180130 002 CtCt AC !! =∆=′′ deci Ct 0

1 187135!=′′ şi

pentru Ct ACSÎ0

, 1510!=∆ , rezultă kgkJhh 1987216411 !=′′−′ . În cazul

apei fierbinţi la Ctt 011 8040!=′′−′ , corespunde

( ) kgkJttc 32416711 !=′′−′ , unde ACft∆ este diferenţa finală de

temperatură pe aparatul respectiv; ACSÎt ,∆ - gradul de supraîncălzire impus aburului de către consumator, se constată:

oriDG 613

32416719872164

!!

! ≈= .

Ţinând seama de valorile curente ale rapoartelor debitelor G/D şi ale presiunilor produse de pompe PCPR PP ∆∆ , în ipoteza considerării ac ρρ = şi PRPC ηη = , se poate trage concluzia că:

( ) 12266132 !! =⋅=∆∆

⋅=PC

PR

c

rPP

DG

PP ,

adică puterea electrică consumată de pompele de reţea de apă fierbinte este de cca 12...26 ori mai mare decât cea consumată de pompele de condensat. 4. Puterea electrică livrată reprezintă diferenţa între puterea electrică produsă şi cea consumată pentru pompare:

( ) ( ) ( ) ( ) .,;, kWPPPkWPPP raftafcabtab −=−=

Diferenţa de putere electrică P∆ livrată între cele două variante de agent termic pentru transport este:

( ) ( ) ( ) ( ) ( ) [ ]kWPPPPPPP crabtaftabaf ,−−−=−=∆ .

Calculele efectuate în condiţiile normativelor în vigoare conduc la concluzia că ( ) ( )abtaft PP > , cr PP > şi ( ) ( ) ( )crabtaft PPPP −>− , deci

( ) ( )abaf PP > . Prin urmare, apa fierbinte conduce la o putere electrică livrată


31

în sistem mai mare decât în cazul aburului. Diferenţa de putere P∆ creşte odată cu distanţa de transport a căldurii. Concluzia generală, în vederea comparaţiei energetice între utilizarea aburului sau a apei fierbinţi ca agent termic de transport se poate face pe baza rezultatelor obţinute anterior. Puterea produsă de turbină:

( ) ( )abtaft PP > .

Puterea electrică consumată pentru vehicularea agentului termic:

cr PP > .

Puterea electrică livrată:

( ) ( )abaf PP > .

Deşi puterea electrică consumată este inferioară în cazul aburului comparativ cu cea din cazul apei fierbinţi utilizată ca agent termic, ultima concluzie are o importanţă deosebită. Varianta folosirii apei fierbinţi ca agent termic de transport este mai eficientă, deoarece la aceeaşi sarcină termică q, pentru ambele variante, puterea electrică livrată este superioară. 2.3.3. Alegerea parametrilor agenţilor termici de transport pentru procesele

de medie temperatură

Pentru valori optime ale parametrilor agentului termic la aparatul consumator, rezultă că parametrii la sursă sunt determinaţi de pierderile de


32

presiune şi temperatură la transport, cum este cazul aburului, sau numai de pierderile de temperatură, în cazul apei fierbinţi . Optimizarea pierderilor de temperatură, indiferent de natura agentului termic, înseamnă stabilirea grosimii optime a izolaţiei termice. Optimizarea pierderilor de presiune presupune determinarea diametrului optim al conductei de transport. În ambele cazuri, optimizarea trebuie sa ţină seama şi de efectele asupra sursei de alimentare cu căldură. De aceea, căderile optime de temperatură şi presiune în reţea se determină prin minimizarea funcţiei obiectiv alese, care este reprezentată de expresia cheltuielilor totale actualizate CTA , scrisă pentru ansamblul sistemului de alimentare cu căldură (sursa de căldură, sCTA , şi reţeaua de transport, rCTA ):

[ ]leiCTACTACTA rs min,=+= . În funcţie de natura agentului termic şi al tipului sursei de alimentare cu căldură, sunt de remarcat următoarele aspecte caracteristice: În cazul aburului ca agent termic, cei doi parametri (presiunea şi temperatura) sunt corelaţi. Deci valorile optime ale pierderilor de presiune şi temperatură în reţea trebuie calculate simultan. Când sursa de căldură este o CET, calculele arată că elementul decisiv stabilirea parametrilor aburului prelevat la priza turbinei este pierderea de presiune în reţea . Cu cât creşte presiunea aburului prelevat din turbină, cu atât creşte gradul său de supraîncălzire, deci creşte diferenţa între temperatura sa şi cea impusă de optimizarea pierderilor de temperatură în reţea. La presiunea MPaPs 6,0≥ , gradul de supraîncălzire a aburului la ieşirea din turbină este de cca 60...800C. Această valoare este suficientă pentru prevenirea condensării aburului în conductele lungi (de ordinul 2...4 km).


33

Când alimentarea cu abur se face de către CT, presiunea aburului în distribuitorul reţelei este determinată de presiunea nominală a tipului de cazan folosit. De aceea, în acest caz, căderea disponibilă de presiune în reţeaua de abur este egală cu 10 PP − , unde 0P este presiunea aburului produs de cazane;

1P - presiunea aburului necesară pentru funcţionarea celui mai depărtat aparat consumator de căldură. Utilizarea în întregime a căderii disponibile de presiune poate conduce la viteze de circulaţie mai mari decât cele recomandate pentru calculul mecanic al conductelor. De aceea, după efectuarea calcului, în ipoteza utilizării totale a căderii disponibile de presiune 10 PP − , este necesar să se facă un calcul de verificare a vitezei corespunzătoare a aburului. Dacă aceasta este mai mare decât valoarea maximă admisă, atunci se stabileşte altă presiune a aburului în distribuitorul CT. În cazul utilizării apei fierbinţi, pierderile de presiune în reţea sunt acoperite de pompele de circulaţie, neinfluenţând regimul său termic. Ca urmare, valoarea optimă a pierderilor de presiune se poate determina indiferent de valoarea optimă a pierderilor de temperatură. Aceasta este determinată de minimul funcţiei obiectiv care urmăreşte determinarea diametrului optim al conductei; se ţine seama, pe de o parte, de costul energiei de pompare ca funcţie de pierderile de presiune rP∆ şi, pe de altă parte, de investiţiile şi cheltuielile anuale de exploatare aferente reţelei de transport, şi de investiţiile necesare care sunt funcţie de diametrul şi lungimea reţelei.

2.4. Agenţii termici pentru procesele de înaltă temperatură Pentru alegerea naturii agentului termic în cazul regimurilor termice de funcţionare a aparatului consumator mai mari de 1800C, trebuie să se ţină seama de faza în care are loc transferul de căldură: lichidă sau de vapori.


34

Faza de vapori permite transferul unor debite specifice de căldură (căldura specifică masică), mai mari decât în faza lichidă. Utilizarea acestei faze este recomandată atunci, când condiţiile tehnologice impun încălzirea uniformă a produselor. Sistemele de alimentare cu căldură, utilizând faza lichidă, sunt recomandate când este necesară realizarea unei game largi de temperatură în timpul desfăşurării procesului tehnologic . În intervalul de temperatură 180...4000C poate fi utilizată atât faza lichidă, cât şi cea de vapori. Este foarte posibil ca o eventuala combinaţie între cele două faze să fie superioară fiecărei din ele luate separat. Pentru intervalul de temperaturi 400...5400C sunt utilizaţi numai agenţi termici anorganici în stare lichidă. Alegerea se face după ce s-au stabilit temperatura şi faza în care se face transferul de căldură, ţinând seama şi de următorii factori:

!"investiţiile pentru realizarea instalaţiei de transfer de căldură; !"toxicitatea şi efectele asupra mediului ambiant; !"inflamabilitatea; !"stabilitatea termică care se modifică în timp; !"punctul de congelare; !"proprietăţile corozive şi de depuneri; !"consumul de energie pentru pompare.

Luându-se în considerare proprietăţile fizico-chimice de transfer a căldurii se recomandă folosirea următorilor agenţi termici:

!"pentru temperaturi între 150...3200C - uleiurile derivate din petrol; !"în intervalul 260...4000C se recomandă amestecurile de săruri

organice în stare lichidă, având o bună stabilitate termică; !"la temperaturi de peste 4000C se pot folosi unele fluide organice de

natură sintetică; !"până la 4250C se folosesc compuşii pe bază de siliciu; !"în intervalul 400...5400C se recomandă amestecurile de săruri

organice în stare lichidă; !"în gama temperaturilor 540...10000C se folosesc mercurul şi alte

metale în stare lichidă (sodiu, potasiu şi amestecuri ale acestora).


35

CAPITOLUL 3

SISTEME DE TRANSPORT AL AGENŢILOR TERMICI

3.1. Reţele de termoficare

3.1.1. Sisteme cu apă

Pentru transportarea căldurii la distanţe mari în calitate de agenţi termici se folosesc apa şi aburul. Sistemului de alimentare cu apă îi sunt caracteristice: producerea combinată specifică mare de energie electrică în baza consumului de căldură, păstrarea condensatului la centrale electrice, posibilitatea transportului căldurii la distanţe mari, posibilitatea reglării centrale a sarcinii termice principale prin variaţia regimului termic hidraulic; un randament mai ridicat datorită lipsei în aparatele de consum a pierderilor de condens şi abur; capacitatea de acumulare ridicată a sistemului cu apă. Dezavantajele principale ale sistemelor cu apă sunt: consumul mai mare de energie electrică pentru refulare în comparaţie cu returnarea condensatului în sistemele cu abur (acest dezavantaj are o importanţă mare, când alimentarea cu căldură se face în mod direct de la CT; în cazul termoficării consumul sporit de energie electrică pentru refularea apei este acoperită de câştigul la producerea combinată de energie electrică la centrala electrică), sensibilitatea sporită faţă de avarii, scăpările de agent termic din sistemele cu apă sunt de 20-40 de ori mai mari, decât în reţelele cu abur din cauza densităţii mai mari a fluidului de transport; masa mai mare a agentului termic şi legătura hidraulică rigidă dintre toate punctele sistemului ce este asociat cu pericolul creşterii presiunilor admisibile în punctele terminale şi inferioare ale sistemului. Reţelele termice cu apă se folosesc, de regulă, pentru acoperirea necesarului de căldură pentru încălzire şi ventilare, necesarului de căldură pentru prepararea apei fierbinţi şi a necesarului de căldură industrial de joasă temperatură (<100°C). Reţelele cu abur sunt folosite pentru acoperirea necesarului de căldură industrial şi tehnologic de medie şi înaltă temperatură (>100°C).

Capitolul 3. Sisteme de transport al agenţilor termici

36

Sistemele cu apă pentru alimentarea cu căldură se clasifică în sisteme închise (fig.3.1) şi deschise (fig.3.2). În sistemele închise apa, care circulă în reţeaua termică, se foloseşte doar ca agent termic, însă nu se prelevează din reţea. În sistemele deschise apa, care circulă în reţeaua termică, se foloseşte ca agent termic, însă se prelevează din reţea parţial sau integral, pentru alimentarea cu apă fierbinte şi în scopuri tehnologice. Avantajele principale ale sistemelor cu apă închise pentru alimentarea cu căldură sunt următoarele: calitatea stabilă a apei fierbinţi, care este admisă în aparatele de consum şi care nu se deosebeşte de calitatea apei reci din reţea; simplitatea controlului sanitar al instalaţiilor locale de alimentare cu apă fierbinte şi a controlului etanşeităţii sistemului de termoficare.

Dezavantajele principale ale sistemelor închise de alimentare cu căldură sunt: complexitatea echipamentelor şi exploatării punctelor de livrare a apei fierbinţi; coroziunea instalaţiilor locale de alimentare cu apă fierbinte din cauza admisiei în ele a apei de reţea nedeaerate; formarea crustei în preîncălzitoarele apă-apă şi în conductele instalaţiilor locale de alimentare cu apă fierbinte în cazul apei de reţea cu duritate temporară (Dc≥5 mg–echv/kg). În cazul unei calităţi determinate a apei de reţea în sistemele închise de alimentare cu căldură se impune luarea unor măsuri de ridicare a rezistenţei anticorozive a instalaţiilor locale de alimentare cu apă fierbinte sau instalarea în punctele de livrare a unor dispozitive speciale de dezoxidare sau de stabilire a apei de reţea şi de protecţie contra înnămolirii. Avantajele principale ale sistemelor cu apă deschise pentru alimentarea cu căldură sunt: posibilitatea folosirii pentru alimentarea cu apă fierbinte a instalaţiilor care realizează procese termice industriale de joasă temperatură (<30-40°C); simplificarea şi ieftinirea punctelor de livrare şi creşterea duratei de exploatare a instalaţiilor locale de alimentare cu apă fierbinte, posibilitatea folosirii pentru transportul agentului termic a unor reţele monotubulare.

Dezavantajele principale ale sistemelor deschise de alimentare cu căldură sunt: complicarea şi scumpirea echipamentelor de la centrală din cauza necesităţii montării unor staţii pentru compensarea debitelor de apă din sistemul de alimentare cu apă fierbinte (tratarea apei trebuie să asigure limpezirea, dedurizarea, deaerarea şi prelucrarea bacteriologică a apei); instabilitatea apei admise în sistem în raport cu indicii sanitari; complicarea controlului sanitar al sistemului de alimentare cu căldură şi creşterea


37

Fig. 3.1. Sisteme cu apă închise pentru alimentarea cu căldură

(legenda este dată în continuare)


vs c

Fig. 3.1. Sisteme cu apă bitubulare închise pentru alimentarea cu căldură (continuare):

a-sistem dependent fără amestecare pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; b-sistem dependent cu amestecare cu jeturi pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; c-sistem dependent cu amestecare cu pompe pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; d-sistem independent pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; e-sistem pentru alimentarea cu apă fierbinte cu acumulator superior; f-sistem pentru alimentarea cu apă fierbinte cu acumulator inferior; g-sistem paralel de instalaţie de alimentare cu apă fierbinte şi instalaţie de încălzire în schemă dependentă cu amestecare cu jeturi; h-sistem mixt în două trepte de instalaţie de alimentare cu apă fierbinte şi instalaţie de încălzire în schemă dependentă cuamestecare cu jeturi; i-sistem în două trepte în serie de instalaţie de alimentare cu apă fierbinte şi instalaţie de încălzire în schemă dependentă cu amestecare cu jeturi; j-sistem preconectat de instalaţie de alimentare cu apă fierbinte şi instalaţie de încălzire în schemădependentă cu amestecare cu jeturi; k-sistem în două trepte de instalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu jeturi şi pompe şi de instalaţie pentru alimentarea cu apăfierbinte a unei instalaţii de încălzire; l-sistem în două trepte de instalaţie în schemă independentă şi de instalaţie pentru alimentarea cu apă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; 1-acumulator de apă fierbinte; 2-robinet de aerisire; 3-robinet de apă; 4-radiator pentru încălzire; 5-supapă de reţinere; 6-încălzitor; 7,8-preîncălzitoare de apă fierbinte a treptelor inferioare şi superioare; 9-preîncălzitor; 10-rezervor de expansiune; 11-regulator de presiune tip „după sine”; 12-14-regulatoare de debit, temperatură şi regim de încălzire; 15-elevator; 16-pompă; 17-pompă de alimentare; 18-pompă de reţea; 19-regulator de alimentare; 20-preîncălzitor de termoficare; 21-cazan de vârf

38

olumului acestuia; complicarea posibilităţii de control a etanşeităţii istemului de alimentare cu căldură.

Activitatea corozivă a apei de reţea fierbinte, netratate este aracterizată de trei parametri principali [77]:


Fig.3.2. Sisteme cu apă bitubulare deschise pentru alimentarea cu căldură:

a-sistem dependent fără amestecare pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; b-sistemdependent cu amestecare cu jeturi pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; c-sistemdependent cu amestecare cu pompe pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; d-sistemindependent pentru alimentarea unei instalaţii de încălzire; e-sistem pentru alimentarea cuapă fierbinte cu acumulator superior; f-sistem pentru alimentarea cu apă fierbinte cuacumulator inferior; g-sistem de instalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu jeturi şiinstalaţie cu reglare independentă de alimentare cu apă fierbinte a unei instalaţii deîncălzire; h-sistem de instalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu pompe şi instalaţiecu reglare dependentă de alimentare cu apă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; i-sistemde instalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu pompe şi instalaţie de alimentare cuapă fierbinte a unei instalaţii de încălzire cu rezistenţă permanentă la intrare; j-sistem deinstalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu pompe şi instalaţie cu reglareindependentă de alimentare cu apă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; k-sistem deinstalaţie în schemă independentă şi instalaţie cu reglare independentă de alimentare cu apăfierbinte a unei instalaţii de încălzire; 1-acumulator de apă fierbinte; 2-robinet de aerisire;3-robinet de apă; 4-radiator pentru încălzire; 5-supapă de reţinere; 6-debitmetru; 7-pre-încălzitor; 8-vas de expansiune; 9-regulator de debit; 10-conductă de ocolire (by-pass);11-regulator de temperatură; 12-regulator al regimului de încălzire; 13-elevator; 14-pompă;15-pompă de alimentare; 16-pompă de reţea; 17-regulator de alimentare; 18-preîncălzitorde termoficare; 19-cazan de vârf; 20-dispozitiv de pornire; 21-rezistenţă hidraulicăpermanentă; 22-amestecător

39


40

1) indicele de saturare a apei cu carbonat de calciu (indicele de saturaţie J); 2) concentraţia de oxigen O2 dizolvat în apă, [kg/kg]; 3) concentraţia sumară în apă a clorizilor şi sulfaţilor Cl + SO4, [mg/kg]. Indicele de saturaţie

J = pH - pHS , (3.1) în care pH este indicele real al concentraţiei ionilor de hidrogen (conform analizelor apei); pHS – indicele pH a apei în starea de saturaţie în echilibru cu carbonat de calciu. Inegalitatea pH < pHS indică, că conţinutul de CO2 în apă depăşeşte concentraţia de echilibru. O astfel de apă din punctul de vedere al coroziunii este agresivă. Ea împiedică formarea peliculei protectoare de carbonat pe suprafaţa conductelor. În lipsa stratului protector apa este în contact direct cu metalul conductei. Prezenţa în apă a oxigenului conduce la coroziunea conductelor de oţel; CO2 înlesneşte intensificarea coroziunii prin oxidare. Caracterul tratării apei în funcţie de calitatea şi materialul conductelor este prezentat în tabelul 3.1. Se folosesc următoarele metode de tratare locală anticorozivă a apei pentru alimentarea cu apă fierbinte: deaerarea în vid (DV), tratarea apei cu silicaţi (S), inclusiv tratarea anticrustă – tratarea magnetică a apei (M). În instalaţia de deaerare apa rece sub formă de film sau de jeturi trece prin capul deaeratorului în care se menţine un vid adânc. Astfel conţinutul de oxigen din apă se reduce de 10-20 de ori – până la 1-0,5 mg/kg. La tratarea cu silicaţi în apa de reţea se adaugă trisilicat de natriu. Interacţiunea trisilicatului de natriu cu bioxidul de carbon CO2 liber, dizolvat în apă, are loc conform reacţiei:

Na2O⋅3SIO2+H2O+2CO2=2NaHCO3+3SIO2. (3.2) Na2O leagă bioxidul de carbon liber, dizolvat în apă, şi astfel exclude agresivitatea corozivă a apei datorită creşterii pH-ului apei şi măririi respective a indicelui de saturaţie J. Fiecare miligram de Na2O⋅3SiO2 leagă 0,36 mg de CO2, formând 0,7 mg SiO2. Norma sanitară admisă a concentraţiei de SiO2 în apă pentru alimentarea cu apă fierbinte este de până la 25-30 mg/l, ce este echivalent cu 35-40 mg/l de Na2O⋅SiO2.


41

Tabelul 3.1 Metode recomandate de tratare a apei pentru alimentarea centralizată

cu apă fierbinte în sistemele închise de alimentare cu căldură Indicii de calitate a apei iniţiale de

reţea (medii pe an) Metode de tratare anticorozivă şi anticrustă a

apei în funcţie de calitatea materialului conductelor

Indicele de saturaţie cu carbonat de calciu J la

60°C

(Cl + SO4), mg/kg

Gradul de oxidare cu permangan

at de potasiu

mgO2/kg

Conducte din oţel fără

învelişuri împreună cu conductele

zincate

Conducte zincate

Conducte de oţel cu învelişuri

inferioare nemetalice sau ţevidin masă plastică

termostabilă J<-1,5 <50 0-6 DV DV - J<-1,5 >50 0-6 DV+S DV+S -

-1,5<J<-0,5 <50 0-6 S S - -1,5<J<-0,5 <50 0-6 S - -

O<J<0,5 <50 >3 S - - O<J<0,5 <50 <3 S+M M M

J>0,5 <50 0-6 M M M -1,5<J<-0 51-75 0-6 S S - -1,5<J<-0 76-150 0-6 DV S - -1,5<J<-0 >150 0-6 DV+S DV - 0<J<-0,5 51-200 >3 S S - 0<J<-0,5 51-200 <3 S+M S+M M 0<J<-0,5 >200 >3 DV DV - 0<J<-0,5 >200 <3 DV+M DV+M M

J>0,5 51-200 0-6 S+M S+M M J>0,5 201-350 0-6 DV+M S+M M J>0,5 >350 0-6 DV+M DV+M M

Observaţii: 1. DV – deaerarea în vid; S – tratarea apei cu silicaţi; M – tratarea magne- tică a apei. Semnul “-“ consemnează că tratarea apei nu este necesară.

2. Conţinutul de clorizi (cl) în apa de reţea iniţială nu trebuie să depăşească 350 mg/kg, iar de sulfaţi (SO4) – 500 mg/kg

3. Folosirea apei iniţiale cu grad de oxidare cu permanganat de potasiu mai mare de 6 mg/kg, pentru alimentarea cu apă fierbinte de regulă, nu se admite.

4. Dacă în apa iniţială concentraţia bioxidului de carbon liber (CO2) depăşeşte 10 mg/kg, după deaerarea în vid se recomandă alcalinizarea acesteia.


În funcţie de numărul de conducte amplasate în paralel şi folosite pentru transportul agenţilor termici, sistemele cu apă pentru alimentarea cu căldură se clasifică în sisteme monotubulare (fig.3.3 şi 3.4), bitubulare (fig.3.1 şi 3.2), tritubulare şi multitubulare. Numărul de conducte în sistemul deschis de alimentare cu căldură este una, iar în cele închise – două.

fdoSit

i

ds

Fig.3.3. Sistem cu apă monotubular pentru alimentarea cu căldură: a-sistem de instalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu jeturi şi instalaţie cuacumulator inferior de alimentare cu apă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; b- sistem de instalaţie în schemă independentă şi instalaţie cu acumulator superior de alimentare cu apă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; c- sistem pentru alimentarea cu apă fierbinte cu acumulator superior; 1-acumulator de apă fierbinte; 2-robinet de aerisire; 3-robinet de apă; 4-radiator pentru încălzire; 5-supapă de reţinere; 6-preîncălzitor; 7-vas de expansiune; 8-regulator de presiune tip „până la sine”;9-regulator de debit; 10-regulator de temperatură; 11-elevator; 12-pompă; 13-pompă de alimentare; 14-preîncălzitor de termoficare; 15-cazan de vârf; 16-dispozitiv de pornire; 17-amestecător

42

Alegerea sistemului de alimentare cu căldură (închis sau deschis) se ace în baza calculelor tehnico-economice, ţinându-se cont de calitatea apei e reţea iniţiale (de adaos), de gradul de asigurare cu apă şi de condiţia bligatorie de menţinere a calităţii necesare a apei fierbinţi la consumatori. istemul închis are o utilizare prioritară pentru următoarele valori ale

ndicilor apei iniţiale de reţea: indicele de saturaţie J > 0,5, duritatea emporară Dc < 7 mg-echv/kg, (Cl+SO4) < 200 mg/kg.

Sistemul deschis are o aplicare prioritară la gradul de oxidare a apei niţiale de reţea O < 4 mg/kg.

La transportul de cursă lungă a agenţilor termici în zonele cu sarcină e alimentare cu apă fierbinte la existenţa în vecinătatea CET sau CT a urselor de apă cu grad scăzut de oxidare (O < 4 mg/kg) din punct de vedere


43

economic este argumentată folosirea sistemului deschis de alimentare cu căldură cu tranzit monotubular (într-o direcţie) şi cu reţea termică urbană bitubulară.

3.1.2. Sisteme cu abur Sistemele cu abur de alimentare cu căldură sunt de două tipuri: cu returnarea condensatului (fig.3.5 şi 3.7) şi fără returnarea acestuia (fig.3.6). În sistemele cu returnarea condensatului acesta este evacuat din aparatele consumatoare în recipiente de colectare, din care printr-o conductă de condensat este returnat la centrala electrică. În sistemele fără returnarea

Fig.3.4. Sistem cu apă pentru alimentarea cu căldură cu reţea monotubulară de transport şi cu reţea bitubulară de distribuţie:

a- sistem de instalaţie în schemă dependentă cu amestecare cu jeturi şi pompe şi instalaţie cu reglare independentă de alimentare cu apă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; b-sistem de instalaţie în schemă independentă şi instalaţie cu reglare independentă de alimentare cuapă fierbinte a unei instalaţii de încălzire; 1-acumulator de apă fierbinte; 2-robinet de aerisire; 3-robinet de apă; 4-radiator pentru încălzire; 5-supapă de reţinere; 6-preîncălzitor; 7-regulator de temperatură; 8-regulator al regimului de încălzire; 9-elevator; 10-pompă; 11-pompă de alimentare; 12-staţie de tratare chimică a apei; 13-preîncălzitor de termoficare; 14-condensator; 15-pompă de reţea din CET; 16-pompă de reţea pentru alimentarea cazanului de vârf; 17-regulator de alimentare; 18-regulator de drenaj; 19-de-aerator; 20-cazanul de vârf din CET; 21-centrală termică raională de vârf; 22-regulator de debit; 23-cazan energetic; 24-turbină de termoficare; 25-generator electric


44

condensului acesta este evacuat din aparatele consumatoarelor şi se foloseşte de consumatori pentru alimentarea cu apă fierbinte.

În funcţie de numărul de conducte cu abur amplasate paralel sistemele cu abur se clasifică în sisteme monotubulare, tubulare şi multitubulare. În sistemele cu abur monotubulare (fig.3.5 şi 3.6) aburul este admis în toate aparatele consumatoare printr-o conductă comună. Sistemele cu abur monotubulare sunt utilizate în cazurile, când toţi consumatorii au necesitatea de abur de aceiaşi presiune, sarcina termică este contantă în decursul întregului an şi când sunt admise întreruperile în alimentarea consumatorilor cu abur. Sistemele cu abur bitubulare se folosesc când nu se admite întreprinderea în alimentarea cu abur (fig.3.7). Sistemele cu abur bitubulare permit să se asigure consumatorilor livrarea aburului în decursul întregului an, oprind pentru reparaţii fiecare din conducte în parte; să se livreze consumatorilor abur cu diverse presiuni; în perioadele cu sarcini termice

Fig.3.5. Sistem cu abur monotubular cu returnare de condensat pentru alimentarea cu căldură:

a-sistem de alimentare cu abur a instalaţiei de încălzire în schemă dependentă; b-sistem de alimentare cu abur a instalaţiei de încălzire în schemă dependentă; c-sistem de alimentare cu abur a instalaţiei de alimentare cu apă fierbinte; d-sistem de alimentare cu abur a aparatelor tehnologice; e-sistem de alimentare cu abur a aparatelor tehnologice cu termocompresie locală; 1-instalaţie de reducere-răcire (IRR); 2-supapă de reglare; 3-dis-pozitiv de încălzire; 4-robinet de aerisire; 5-robinet de apă; 6-oală de condensat; 7-supapă de reţinere; 8-rezervor de condensat; 9-pompă; 10-preîncălzitor; 11-rezervor de expansiune; 12-acumulator de apă fierbinte; 13-aparat tehnologic; 14-termocompresor mecanic; 15-turboinstalaţie; I-conductă de abur; II-conductă de condensat


45

reduse (de exemplu, vara) să se oprească una din conducte şi astfel să se reducă pierderile termice ale reţelei.

Sistemele de colectare a condensului se clasifică în sisteme închise (fig.3.8) şi sisteme deschise (fig.3.9). În sistemele închise condensul din conducta de condens şi din recipientele de colectare se află sub presiune excedentară şi nu comunică cu atmosfera. Presiunea excedentară a pernei de abur în recipientele de colectare a condensului se adoptă în intervalul de 5-10 kPa. În sistemele deschise condensul comunică cu atmosfera. Dezavantajul sistemelor deschise este coroziunea conductelor de condens cauzată de oxigenul dizolvat în condens. Pentru reducerea aerării condensului din sistemul deschis se aplică următoarele măsuri: temperatura condensului admis în recipientele de selectare se menţine aproape de 100°C; condensul se introduce în recipientele de colectare sub nivelul de lichid; în recipientul de colectare se amplasează un corp plutitor pentru reducerea considerabilă a suprafeţei de contact al condensului cu aerul.

Fig.3.6. Sistem cu abur monotubular fără returnare de condensat pentru alimentarea cu căldură:

a-sistem de alimentare cu abur a instalaţiei de încălzire cu apă şi a instalaţiei de alimentare cu apă fierbinte; b-sistem de alimentare cu abur a instalaţiei de încălzire cuabur şi a instalaţiei de alimentare cu apă fierbinte; c-sistem de alimentare cu abur a instalaţiei de alimentare cu apă fierbinte; I-conductă de abur; 2-supapă de reglare; 3-dis-pozitiv de încălzire; 4-robinet de aerisire; 5-robinet de apă; 6-oală de condensat; 7-supapă de reţinere; 11-rezervor de expansiune; 12-acumulator de apă fierbinte; 13-injector de abur; 14-preîncălzitor cu jet


4

Fig.3.7. Sistem cu abur bitubular cu returnare de

condens pentru alimentarea cu căldură:

I-conductă de abur de înaltă presiune;II-conductă de abur de joasă presiune; III-conductă de condensat; 1-instalaţie de reducere-răcire (IRR); 6-oală de condensat; 7-supapă de reţinere; 8-re-zervor de condensat; 9-pompă; 13-apa-rat tehnologic; 15-turboinstalaţie; 16-ca-zan; 17-deaerator; 18-staţie de tratare chimică a apei

Fig.3.8. Instalaţie închisă de colectare a condensatului:

1-rezervor de condensat de tip închis; 2-regulator de presiune tip “după sine”; 3-regulator de presiune tip “până la sine”; 4-preîncălzitor de apă cu abur; 5-pompă de condensat; 6-regulator de nivel; 7-oală de condensat

6

Fig.3.9. Instalaţie deschisă de colectare a condensatului:

1-rezervor de condensat; 2-preîncălzitor apă-apă; 3-pompă de condensat; 4-oală de condensat; 5-plutitor


47

3.1.3. Scheme de reţele termice

Schemele reţelelor termice depind de amplasarea surselor de căldură (CET sau CT) în raport cu zona de consum de căldură, caracterul sarcinii termice a zonei şi natura agentului termic. La alegerea schemei reţelei termice se porneşte de la condiţiile de siguranţă şi economicitate insistând la obţinerea unei configurări cât mai simple a reţelei şi lungimii minime a conductelor. În cazul, când conform caracterului procesului tehnologic sunt admise opriri scurte în livrarea aburului (până la 24 h), cea mai economică şi mai sigură este amplasarea unei conducte monotubulare de abur cu conductă de condensat. Reţelele de apă urbane deservesc un număr mare de consumatori – mii de clădiri conectate, dispersate pe o suprafaţă mare. În legătură cu aceasta pentru reducerea pierderilor posibile de apă de reţea în timpul avariilor în magistrale se instalează robinete-vană (cu acţionări electrice sau acţionări de la distanţă) atât la ieşirea din centrală, cât şi peste unele intervale în lungul magistralei. În magistralele de apă de tranzit care nu au ramificaţii, robinetele-vană se instalează după fiecare 2-3 km (secţionarea magistralelor). În sectoarele magistralei care are ramificaţii robinetele-vană se instalează peste una sau două ramificări. Robinete-abur se instalează de asemenea în toate ramificaţiile în locurile conectării acestora la magistrală. Magistralele învecinate ale reţelelor termice cu apă trebuie să fie blocate cu punţi de ocolire cu capacitatea de trecere calculată pentru rezervarea în caz de avarie. În cazurile necesare în punţi sau în sectoarele reţelelor magistrale se instalează staţii de pompare de rezervă. În condiţiile de avarie se admite reducerea alimentării cu căldură până la 70% din necesarul sumar de calcul (maxim orar pentru încălzire şi mediu săptămânal pentru alimentarea cu apă fierbinte). Pentru întreprinderile, la care nu se admit întreruperi în alimentarea cu căldură, trebuie prevăzute scheme dublate sau inelare de reţele termice. Valorile de calcul ale debitului de căldură în regim de avarie trebuie să se stabilească în corespundere cu regimul de lucru al întreprinderilor. Timpul, [h], necesar pentru restabilirea sectorului avariat al reţelei termice magistrale îngropate în sol se calculează cu formula:

τr = 6. [1 + (0,5 + 1,5. l).d 1,2], (3.3)


în care l este lungimea secţiei dintre robinetele-vană, [km]; d - diametrul conductei [m]. Timpul τr include stabilirea locului deteriorării, localizarea secţiei deteriorate a magistralei, drenarea din aceasta a apei de reţea, efectuarea reparaţiei, umplerea cu apă de reţea, punerea în funcţiune. Pentru restabilirea funcţionării unei conducte termice magistrale cu diametrul de 0,6 m, distanţa dintre robinetele-vană de secţionare de 3 km, sunt necesare cca 18 h. În acest timp, dacă consumatorii dispun de sistem automatizat de circulaţie a apei şi dacă uşile de intrare de la scările blocurilor sunt închise, nu apare pericolul îngheţării instalaţiilor de încălzire a clădirilor locative şi sociale. În condiţiile considerate pentru reţelele termice cu diametrul de 600 mm şi mai puţin se aplică schema radială cu reducerea diametrului conductelor pe măsura distribuţiei apei în ramificaţii (fig.3.10). Acest tip de reţea este cel mai ieftin, necesită cel mai redus consum de metal şi este simplă în exploatare. Din aceiaşi cauză în reţelele termice alimentate de CET de putere mare cu câteva magistrale de diametru mare se prevăd punţi de blocare între magistrale şi staţii de pdiametrul mai mare de 600 mm În clădirile din categinstituţiile preşcolare, muzeele termică trebuie să fie prevăzutăde la sursele de rezervă (centrade încălzire cu gaze şi cu eneacestor clădiri trebuie să fie cmagistrale independente ale reţe La alimentarea cu căldprevede rezervarea reciprocă a

Fig. 3.10. Reţea termică radială

48

ompare de rezervă numai în sectoarele cu (fig.3.11). oria specială, la care se referă spitalele, artistice, pentru cazurile de avarie în reţeaua posibilitatea alimentării de 100% cu căldură lele termice locale, microcentralele, instalaţii rgie electrică) sau sistemele de încălzire ale onectate la conducte alimentare de la două lei termice.

ură a oraşelor mari de la mai multe CET se acestora prin conectarea cu legături de blocare


49

a magistralelor cu diametru mare a acestora CET (fig.3.12). În acelaşi sistem pot fi interconectate reţelele termice ale unor CET şi CT mari (raionale sau industriale).

Independent de legăturile de blocuri dintre magistrale în oraşele cu sarcină dezvoltată de alimentare cu apă fierbinte este raţional încadrarea unor punţi de ocolire între ramificaţiile vecine din interiorul cartierelor pentru rezervarea sarcinii de apă fierbinte în perioada reparaţiilor de vară a reţelelor termice.

3.2. Elemente componente ale reţelelor de termoficare Elementele componente ale reţelelor de termoficare sunt: ţevile, fitingurile, armăturile, elementele de asamblare, suporturile, compensatoarele de dilatare şi aparatura de măsură, control, reglare şi automatizare, protecţiile (fig.3.13).

Fig.3.11. Schema unei reţele termice cu punţi de blocare şi cu substaţii de pompare de rezervă (sursa de căldură – CET de 500 MW cu debit

de căldură de 1800 MJ/s, raza de acţiune - 15 km)

Fig.3.12. Reţea termică inelară în care sunt încadrate trei CET-uri


tt

md

mie

tl

rîg

l m

Fig. 3.13. Părţile componente şi dotările unei reţele de conducte

50

Ţevile constituie elementele componente principale ale reţelelor de ermoficare şi servesc la confecţionarea tronsoanelor porţiunilor rectilinii ale raseului conductei.

Fitingurile, denumite şi elemente fasonate, sunt folosite în scopul odificării secţiunii de curgere a fluidului prin conductă, a schimbării

irecţiei traseului acesteia, precum şi a realizării ramificaţiilor necesare. Armăturile servesc pentru separarea diferitelor porţiuni de reţea, la

odificarea debitului şi parametrilor agentului termic, la asigurarea ntegrităţii şi funcţionabilităţii instalaţiei în cazul creşterii presiunii, la vacuarea condensatului etc.

Elementele de asamblare asigură racordarea elementelor şi a ronsoanelor de conductă între ele, precum şi racordarea capetelor conductei a utilajele tehnologice.

Suporturile servesc la rigidizarea conductei în anumite puncte ale eţelei faţă de construcţiile portante. Ele au rolul de a prelua forţele de frecare n reazemele mobile şi forţele de deformare a compensatoarelor datorate reutăţii elementului de conductă.

Compensatoarele de dilatare preiau dilatările termice ale conductelor a variaţia temperaturii pereţilor acestora.

Aparatura de măsură, control, reglare şi automatizare este destinată ăsurării şi interpretării mărimilor caracteristice de transport ale fluidului,


51

reglării şi menţinerii în regim automat a valorilor acestora. Din punct de vedere structural, aparatura reuneşte două subgrupe de dotări:

!"elemente mecanice, care asigură racordarea traductoarelor, fiind privite ca elemente ce aparţin conductei;

!"aparatura propriu-zisă, formată din traductoare, aparate şi bucle de legătură între acestea, care aparţin instalaţiei de urmărire, control, reglare şi protecţie a procesului tehnologic şi/sau instalaţiilor de automatizare.

Protecţiile îndeplinesc rolul de a asigura şi menţine integritatea suprafeţelor interioare şi exterioare ale conductelor. Protecţiile reţelei de conducte sunt de natură mecanică, chimică sau termică, realizându-se prin placare interioară, căptuşire cu elastomeri, vopsire exterioară, învelire corozivă şi/sau hidrofugă şi prin izolare termică.

3.2.1.Conducte ale reţelelor de termoficare

Mărimile caracteristice principale ale unei conducte de termoficare sunt diametrul nominal şi presiunea nominală [11,13]. Diametrul nominal (Dn) este un număr convenţional, care serveşte pentru indicarea mărimii diferitelor elemente ale reţelelor care se racordează între ele. Valoarea lui corespunde aproximativ diametrului interior efectiv al conductei respective. Presiunea nominală (Pn) este o mărime convenţională care constituie un criteriu pentru alegerea şi calculul de rezistenţă al conductelor şi al celorlalte elemente ale reţelei. Presiunea nominală reprezintă valoarea maximă la care conducta şi celelalte elemente ale reţelei pot fi folosite pe durata de calcul la temperatura de maxim 2000C pentru oţel şi 1200C pentru fontă. Presiunea de încercare (Pî) este presiunea la care se face proba hidraulică de rezistenţă şi de etanşeitate la temperatura ambiantă. Presiunea de lucru (Pl) este presiunea maximă la care poate fi utilizată o conductă şi celelalte elemente ale reţelei timp îndelungat. Valoarea presiunii de lucru este inferioară presiunii nominale. În construcţia reţelelor de termoficare se folosesc ţevi din oţel laminat la cald (Dn < 350 mm) sau ţevi din otel sudat (Dn > 350 mm).


3.2.2. Armături ale reţelelor de termoficare Armăturile de închidere se clasifică după tipul organului de închidere în ventile, vane cu clapetă, cu cep şi cu sertar (fig.3.14).

l

s

c

Fig. 3.14. Tipuri de organe de închidere:

a-cu ventil; b-cu vană; c-clapetă-valvă; d-cu clapetă fluture; e-cu cep; f-cu sertar de distribuţie

52

Ventilele (fig.3.14, a)sunt armături de închidere folosite pe conductele a care curgerea are loc într-un singur sens. Ele se caracterizează prin:

!"etanşare bună; !"dimensiuni de gabarit relativ reduse; !"pierderi de presiune mari (din cauza perturbării curgerii prin

chimbarea direcţiei de curgere).

Vanele (fig.3.14, b)prezintă faţă de ventile avantaje legate de:

!"pierderi de presiune mai mici; !"posibilitatea montării pe conducte în care fluidul îşi schimbă sensul de

urgere;


53

!"forţe mai mici de acţionare.

Dezavantajele vanelor sunt:

!"etanşare mai slabă; !"dimensiuni de gabarit mai mari; !"uzura rapidă a suprafeţelor de etanşare.

Clapetele de reţinere (fig.3.14, c şi d) sunt armături cu clapetă valvă şi permit circulaţia fluidului într-un singur sens, împiedicând circulaţia în sens invers. Robinetele cu cep (fig.3.14, e)sunt armături simple de închidere, la care corpul de închidere are o mişcare de rotaţie cu realizare în timp scurt şi care introduc pierderi de presiune relativ mici. Dezavantajele acestora sunt:

!"etanşarea slabă; !"uzura pronunţată; !"pericolul de gripare a suprafeţelor de etanşare.

Armăturile de reglare se folosesc pentru modificarea debitului şi parametrilor agentului termic din reţea fiind integrate în instalaţia de reglare automată. Cele mai răspândite armături de reglare sunt ventilele de reglare şi clapetele de reglare. Armăturile de siguranţă se folosesc pentru protecţia diferitelor elemente ale reţelei împotriva creşterii presiunii peste o anumită valoare. Cele mai răspândite armături de siguranţă sunt ventilele sau supapele de siguranţă (fig.3.15). Ele pot fi acţionate direct de presiunea fluidului de lucru, etanşarea fiind asigurată de contragreutăţi (fig.3.15, a), de impulsul de presiune (fig.3.15, b) şi de resorturi (fig.3.15, c). Oalele de condensat asigură evacuarea condensatului din spaţiul care conţine şi vapori ai fluidului de lucru. Oalele de condensat pot fi [3]:

!"cu plutitor, în care evacuarea condensului este asigurată de un plutitor care deschide ventilul de evacuare la creşterea nivelului condensatului în corpul oalei şi îl închide atunci când acesta scade sub o anumită valoare (fig.3.16);


Fig. 3.15. Ventile (supape) de siguranţă cu acţionare directă: a-cu contragreutate; b-cu impuls; c-cu resort

Fig. 3.16. Oale de condensat cu plutitor:

a-cu plutitor închis; b-cu vas plutitor deschis; 1-corp; 2-plutitor; 3-ventil de închidere-deschidere; 4-ventil de aerisire; 5-intrarea amestecului

vapori-condensat; 6-ieşirea condensatului

54


55

!"termice, care asigură evacuarea condensatului cu ajutorul unor ventile acţionate de diferenţa dintre temperatura aburului şi a condensatului prin intermediul unui burduf care îşi modifică dimensiunile proporţional cu diferenţa de temperatură (fig.3.17);

!"termodinamice, în care condensatul care trece prin armătură ridică plăcuţa şi iese din armătură (fig.3.18). La curgerea aburului, din cauza vitezei de curgere mai mari decât cea a condensatului, între plăcuţă şi scaunul acesteia are loc o cădere de presiune, iar în spaţiul de deasupra plăcuţei ventil presiunea creşte datorită acumulării de abur, astfel fiind apăsată în jos şi oprind curgerea aburului. Placa ventil rămâne în poziţia închisă până când aburul de deasupra acesteia condensează după care urmează ridicarea plăcii.

Fig. 3.17. Oale de condensat termice:

a-cu burduf; b-cu bimetal ; 1-corp; 2-burduf metalic umplut cu lichid; 3-ventil de închidere-deschidere; 4-intrarea amestecului vapori-condensat; 5-ieşirea condensatului; 6-pachet

bimetalic; 7-sită pentru reţinerea impurităţilor

Fig. 3.18. Oală de condensat termodinamică:

1-corp; 2-placă ventil; 3-spaţiu funcţional; 4-intrarea amestecului vapori-condensat; 5-

ieşirea condensatului; 6-cameră inelară


56

3.2.3. Suporturile conductelor După modul de transmitere a sarcinilor, suporturile se clasifică în suspensii şi reazeme. Construcţia punctelor fixe diferă în funcţie de locul de montaj. Dacă secţiunea transversală a conductei nu este modificată sau dacă compensarea se face cu compensatoare articulate, atunci forţele de presiune interioară se echilibrează, suportul fix fiind descărcat. Un suport fix se numeşte nedescărcat, dacă pe porţiunea de conductă solidarizată de acesta nu există coturi sau compensatoare. Suporturile mobile asigură libertatea de deplasare a conductelor ca urmare a dilatărilor termice, preluând greutatea acestora şi transmiţând-o construcţiilor portante. Este necesar ca pe porţiunea dintre două suporturi fixe să existe cel puţin un suport mobil. Suporturile mobile se construiesc sub formă de:

!"suspensii mobile; !"reazeme mobile cu role (fig.3.19); !"reazeme mobile cu rulouri (fig.3.20); !"reazeme mobile cu alunecare (fig.3.21).

Fig. 3.20. Reazem mobil cu rulouri

Fig. 3.19. Reazem mobil cu role

Fig. 3.21. Reazem mobil cu alunecare


57

3.2.4. Compensatoare de dilatare Temperatura pereţilor conductelor unei reţele de termoficare variază în timp, conducând la variaţii de lungime ale conductelor cu atât mai importante cu cât lungimea acestora este mai mare, producând solicitări mecanice considerabile. Eliminarea acestor solicitări se face prin compensarea dilatărilor:

!"prin compensare naturală datorită schimbării repetate a direcţiei conductelor;

!"prin intercalarea compensatoarelor de dilatare. Compensatoarele naturale pot fi:

!"în formă de U; !"în formă de liră; !"axiale cu presetupă.

Compensatoarele de tip U şi liră sunt simple din punct de vedere constructiv, sigure în exploatare şi nu necesită o întreţinere permanentă, fiind perfecte atunci când traseul permite utilizarea acestora. Compensatoarele axiale cu presetupă se montează pe porţiunile rectilinii ale conductelor de sub străzi, unde spaţiul nu permite utilizarea compensatoarelor de tip U. Principalul dezavantaj al acestui tip de compensator îl constituie faptul că necesită o întreţinere permanentă în scopul menţinerii etanşeităţii.

În cazurile, în care dilatările traseului de conducte nu pot sau nu este economic de a fi compensate natural (prin realizarea unor schimbări de direcţie), se folosesc dispozitive speciale de preluare a dilatărilor numite compensatoare de dilatare.

Compensatoarele de dilatare se folosesc, în special, în cazul conductelor drepte, de lungimi şi diametre mari sau în cazul unor trasee de conducte plane sau spaţiale, când este necesar ca acestea să fie montate într-un spaţiu redus, spaţiu care nu permite realizarea unui traseu autocompensator.

Compensatoarele de dilatare pot fi cu presgarnitură şi lenticulare. Compensatoarele cu presgarnitură funcţionează pe principiul ţevii

telescopice (fig.3.22). Se montează pa trasee rectilinii reluând deplasările axiale ale conductei şi se instalează pe conductele reţelelor termice de abur şi


de apă cu presiunea de maximum 2,5 MPa, temperatura apei de până la 2000C şi a aburului de până la 3000C.

d6u

ss

df

c

îc

Fig. 3.22. Compensatoare cu presgarnitură:

a-compensator unilateral; b-compensator bilateral

58

După tipul constructiv compensatoarele cu presgarnitură pot prelua eplasările axiale unilateral, având capacitatea de compensare de la 200 la 00 mm sau bilateral, având o capacitate dublă faţă de compensatoarele nilaterale.

Compensatoarele unilaterale (fig.3.22, a) se montează lângă unul din uporturile fixe, iar cele bilaterale (fig.3.22, b) la jumătatea distanţei dintre uporturile fixe, între ghidaje.

Compensatoarele cu presgarnitură au gabarite mici, dar prezintă ezavantajul unei flexibilităţi reduse în exploatare a garniturilor, în uncţionare apărând scurgeri de agent termic.

Lungimea conductei drepte dilatarea căreia poate fi compensată cu un ompensator cu presgarnitură este:

( )rc ttL

−∆=

α, [m], (3.4)

n care ∆ este capacitatea de compensare (cursa), indicată de furnizorul ompensatorului, [m]; α - coeficientul de dilatare liniară a oţelului conductei,


59

[(0C)-1]; tc – temperatura maximă a fluidului transportat prin conductă, [0C]; tr - temperatura ambiantă în momentul efectuării montajului, [0C].

Compensatoarele cu presgarnitură încarcă reazemele fixe cu o forţă orizontală care se compune din forţa generată de presiunea interioară din conductă şi forţele de frecare între conductă şi garnitură, respectiv din reazemele mobile. În funcţie de traseul conductei şi armăturile existente pe traseu, asupra reazemelor fixe poate acţiona sau nu forţa axială datorată presiunii interioare, reazemele fiind nedescărcate, respectiv descărcate. Funcţionarea compensatoarelor lenticulare se bazează pe deformabilitatea unor burdufuri metalice realizate din una până la patru lentile. Se folosesc pentru presiuni mici şi medii (P<3,5 MPa) şi temperaturi de până la 4000C. Compensatoarele lenticulare preiau deplasări mult mai reduse decât cele cu presgarnitură, dar asigură o etanşeitate foarte bună.

Compensatoarele lenticulare pot fi axiale, preluând, în principal, deplasările axiale sau articulate, în care caz pot prelua şi deplasări laterale sau unghiulare.

Compensatoarele lenticulare axiale (fig.3.23), în funcţie de presiunea de lucru, pot fi simple sau cu inele de consolidare şi se pot racorda la aparate sau conducte prin flanşe sau ştuţuri sudate; în cazul montării orizontale pot fi prevăzute cu ştuţuri de drenaj pentru fiecare lentilă şi cu un tub cilindric interior fixat la intrarea curentului de fluid în compensator. Pentru compensarea unor dilatări axiale mari se folosesc compensatoare duble.

Pe porţiunile rectilinii ale conductelor, între două reazeme fixe, se montează un singur compensator axial: la mijlocul conductei sau la unul din capete. În apropierea compensatorului se prevăd ghidaje care împiedică mişcările laterale sau încovoierea conductei şi preiau o parte din greutatea acesteia. Se recomandă, ca la montarea compensatoarelor să se respecte restricţiile:

l2 < 0,7. l; l1 < 2.Dn, [mm], (3.5)

unde l este distanţa dintre reazemele mobile; l1 şi l2 - distanţa dintre reazemele fixe şi compensator sau dintre compensator şi ghidaj, respectiv, distanţa dintre ghidaj şi reazemul mobil (fig.3.24); Dn - diametrul nominal al conductei.

Forţa axială totală produsă de conductele rectilinii cu compensator lenticular axial, asupra suporturilor fixe se compune din forţa de împingere hidraulică, din forţa de frecare în reazemele mobile şi din reacţiunea produsă prin deformarea compensatorului.


60

Fig. 3.23. Compensatoare lenticulare axiale:

a-compensator fără inele de consolidarecu ştuţ de drenare a lentilei; b-compensa-tor cu tub interior; c- compensator cu inelede consolidare şi dispozitiv de limitare acursei; d-compensator dublu; 1-peretelelentilei; 2-ştuţ pentru drenaj; 3-tub interiorpentru reducerea pierderilor de presiune;4-prezoane pentru limitarea cursei; 5-inelede consolidare; 6-flanşe de capăt


61

La determinarea dilatărilor ce trebuie compensate axial se ţine cont de dilatarea ∆ a tronsonului de conductă considerat, precum şi de dilatarea sistemului de legătură dintre compensatoare (dacă există), ∆Sl , cu semnul schimbat:

LE lSl ⋅

+

⋅−=∆ − δττ

5

'''

10, [mm], (3.6)

în care τ', τ" sunt tensiunea longitudinală de întindere, la cald, respectiv de compresiune, la rece, din sistemul de legătură, [daN/mm2]; E - modulul de elasticitate pentru oţelul din care este confecţionat sistemul de legătură, [daN/cm2]; δ l - dilatarea relativă a conductei, [mm/m].

Compensatoarele lenticulare articulate permit preluarea deformaţiei axiale unghiulare şi decalării axiale. În funcţie de construcţie, pot fi menţionate următoarele tipuri:

a) compensatoarele lenticulare laterale (fig.3.25) care sunt constituite

din două elemente lenticulare legate printr-un tronson intermediar că conductă şi un sistem de elemente mobile care alcătuiesc un paralelogram articulat, dotat cu cuple de rotaţie sau sferice. Compensatoarele lenticulare cu cuple de rotaţie sunt utilizate la presiuni medii şi mari, iar cele cu cuple sferice la presiuni mici şi medii. Uzual se montează un singur compensator lateral între două suporturi fixe ale conductei în poziţie nedeformată, urmând

Fig. 3.24. Montarea compensatorului lenticular axial la unul din capetele conductei:

1-reazeme fixe; 2-compensator lenticular axial; 3-ghidaj; 4-reazeme mobile


a se deforma compensatorul cu cca 50% la închiderea traseului. La utilizarea suporturilor de ghidaj trebuie să se asigure preluarea deplasării maxime

1

2

8Lh ∆= , (3.7)

unin

62

de ∆ este deformaţia laterală maximă, iar L1 lungimea tronsonului termediar.

Fig. 3.26. Compensator lenticular articulat pentru

preluarea deplasărilor unghiulare

Fig.3.25. Compensator lenticular articulat pentru preluarea

deplasărilor laterale


63

b) compensatoare lenticulare unghiulare (fig.3.26) care sunt articulate cu cuple de rotaţie şi care se execută dintr-un singur element elastic. Articulaţia de rotaţie situată la mijlocul elementului elastic permite o rotaţie a axei compensatorului într-un singur plan cu un unghi ±α şi preia forţa axială produsă de presiunea interioară.

Două sau cel mult trei compensatoare unghiulare articulate formează un sistem autonom de compensare; din acest motiv pretensionarea (n0 =50%) rezultă din posibilitatea de rotire a axei cu ±α, se efectuează pentru întreg sistemul articulat.

Aceste sisteme se folosesc pentru compensarea unor dilatări mari. Suporturile fixe ale conductei sunt solicitate de forţa de reacţiune a sistemului articulat şi de forţa de frecare din ghidaje.

Ghidajele se montează la cele două extremităţi ale sistemului articulat la o distanţă de maximum 2.Dn + ∆/2. Calculul exact al sistemelor plane şi spaţiale de conducte conţinând compensatoare lenticulare articulate este dificil pentru a fi executat manual. La proiectarea conductelor se calculează următoarele elemente:

!"deformaţia unghiulară maxim admisă de compensatoarele articulate

( )( )Dde

la +

∆−∆=

∗2α , [rad]; (3.8)

!"momentul necesar rotirii articulaţiei cu unghiul α,

( ) αδ

2108 ⋅∆⋅+

= ∗

∗ee dDdQ

M , [Nm]; (3.9)

!"lungimea echivalentă a compensatorului articulat, a cărui flexibilitate

este echivalentă cu lungimea conductei având modulul de inerţie I,

( ) ee dDdQIE

MIEL

⋅+⋅⋅∆⋅=⋅⋅⋅= ∗

∗

δ

α 8,0105

, [m]; (3.10)

!"unghiul făcut de compensator sub acţiunea momentului rezultant,

calculat cu relaţia precedentă,


64

510⋅⋅⋅=

IELMα , [rad], (3.11)

unde ∆* este deformaţia normalizată pentru tipul constructiv de compensator dat, [mm]; ∆l-deformaţia axială, [mm]; de, D - diametrul exterior al conductei, respectiv, diametrul maxim al lentilei, [mm]; Qδ

* - forţa necesară pentru producerea deformaţiei ∆*, [daN]; E=2,1.106 [daN/cm2] - modulul de elasticitate a oţelului.

În sistemele de conducte cu compensatoare lenticulare articulate se execută atât pretensionări axiale, cât şi pretensionări unghiulare.

3.3. Reţele termice industriale

3.3.1. Reţele de abur

Reţeaua de abur a întreprinderii este destinată pentru transportarea aburului de la surse la consumatori şi are în componenţa sa un sistem ramificat de conducte de abur, dotate cu armături de închidere şi reglare, dispozitive de golire pentru evacuarea condensului, compensatoare de dilataţii termice, reazeme şi izolaţie termică. Pentru consumatorii de categoria întâi, care nu admit întreruperi în alimentarea cu abur, reţeaua de abur este realizată în schemă buclată sau inelară (vezi fig.3.12) sau paralel cu conducta principală se montează una de rezervă. Datele privind tipodimensiunile conductelor de abur şi de condensat, izolarea acestora şi altele sunt prezentate în lucrarea [11,13,66]. La alegerea diametrului conductelor trebuie să se ţină cont de variaţia volumului specific şi temperaturii aburului pe lungimea conductei de abur. Pentru asigurarea parametrilor necesari ai aburului la consumator t2 şi P2 temperatura t1 şi presiunea P1 la începutul unei conducte lungi trebuie să constituie [72]:

( ) ( )Altttt amam exp.2.1 ⋅−+= ; (3.12)

]1))[exp(( .2.2

21 −−++= AlttABBltPP amma , (3.13)


65

în care ( ) ( ) 222 12;1 tPRBDCkA aal αβ +=⋅+= ; amt . – temperatura mediului ambiant, [°C]; l – lungimea conductei de abur, [m]; kl – coeficientul global de schimb de căldură dintre abur şi mediul ambiant, raportat la unitatea de lungime a conductei, [W/(m.K)]; Ca – căldura masică a aburului; [kJ/(kg⋅K)]; Da – debitul de abur, [kg/s]; α,β - coeficienţii de pierderii locale de presiune, respectiv, de căldură [66]; R2 – căderea liniară specifică de presiune a aburului la capătul conductei spre consumator, [Pa/m] [66]. Mărimea R1 care corespunde presiunii P1 se alege în baza unor calcule de optimizare pe calculator. Optimizarea R1 trebuie efectuată împreună cu optimizarea căderii specifice de temperatură a aburului

)1(21β

δ+−

=l

ttta . (3.14)

La alimentarea cu abur din CT, CR şi SRV indicii energetici ai cărora depind slab de presiunea aburului livrat, valoarea optimă a mărimii R1 se va calcula cu formula

)1(211

11 α+

−⋅⋅=l

PPtt

PPR

md

mdopt , (3.15)

căreia îi corespunde diametrul minim al conductei de abur care asigură presiunea necesară la consumator la presiunea fixată a aburului la începutul conductei (Pmd, tmd sunt valorile medii ale presiunii pe lungimea conductei, respectiv, temperaturii aburului) Calculul diametrului conductei de abur se efectuează pentru valoarea determinată a mărimii R1. La alimentarea cu abur de la CET şi de la CET recuperatoare, creşterea presiunii aburului livrat P1 reduce producerea combinată de energie electrică în regim de termoficare, însă asigură presiunea necesară a aburului la consumator P2 la montarea unei conducte de abur cu diametru mai mic. În acest caz pentru stabilirea căderii specifice optime de presiune la începutul conductei R1 în calitate de criteriu de optimizare se folosesc cheltuieli anuale actualizate pentru sistemul de alimentare cu abur. Căderea specifică optimală de presiune (ţinându-se cont de rezistenţele locale), raportată la 1 km de conductă de abur, δPa, depinde în principal de presiunea aburului la consumator P2, iar căderea specifică


66

optimală de temperatură δta – de debitul acestuia. Valorile optime ale mărimilor δPa şi δta pot fi adoptate conform următoarelor recomandări:

!"pentru P2=2,0 MPa δPa=0,025…0,030 MPa/km; !"pentru P2=0,5 MPa δPa=0,065…0,080 MPa/km; !"pentru Da=100…150 t/h δta=4…7°C/km; !"pentru Da=600…900 t/h δta=1,5…2,5°C/km;

La alimentarea complexă a întreprinderilor mari şi a raioanelor industriale cu apă fierbinte cu temperatura până la 150°C şi cu abur cu presiunea de 0,5-1,5 MPa de la CET şi de la CNE amplasate la distanţa de 15 km şi mai departe de perspectivă este sistemul de alimentare cu abur la utilizarea căldurii de reţea (SAAUCAR) schemă principală a căruia este prezentată în fig.3.27. Apa de reţea cu temperatura de 170-200°C este transportată de la CET la consumatori. La locul de consum, în vaporizatoare, datorită răcirii apei de reţea până la 120-150°C, se generează abur cu presiunea de 0,2-0,6 MPa, care în caz de necesitate este mărită la valoarea cerută de consumator cu ajutorul unor compresoare cu acţionări electrice sau mecanice (turbine cu abur). După vaporizatoare apa de reţea este livrată consumatorilor de apă fierbinte. Condensatul şi apa de reţea răcită sunt returnate de la consumatori la CET. Factorii principali care determină eficienţa schemei SAAUCAR cu un singur purtător de energie în comparaţie cu schema tradiţion(SADA) sunt presiunea aburului la consumal sarcinii de apă fierbinte şi a sarcinii de a

1(tpa68sc

Fig. 3.27. Schema principială de alimentare cu abur cu utilizarea

căldurii apei de reţea (SAAUCAR):

-sursă de alimentare cu abur la distanţăCET, CNE); 2-reţea termică cu apă deranzit; 3-vaporizatoare; 4-compresorentru comprimarea aburului; 5-turbină cubur pentru acţionarea compresorului;-motor electric; 7-consumator de abur;-consumator de apă fierbinte; 9-conden-atorul turbinei cu abur; 10-oală deondensat

ală de alimentare directă cu abur ator şi raportul valorilor de calcul

bur tehnologic ca

ct QQ /


67

În mod orientativ limitele utilizării raţionale a schemei SAAUCAR pot fi stabilite cu ajutorul dependenţelor fig.3.28, trasate pentru numărul anual de ore de utilizare a valorii maxime a sarcinii de termoficare 4000max =tτ h/an [72].

3.3.2. Instalaţii şi dispozitive de colectare şi returnare a

condensatului aburului tehnologic

Instalaţiile şi dispozitivele pentru colectarea şi returnarea condensatului (fig.3.29) sunt destinate pentru returnarea la sursele de alimentare cu abur a cantităţii maxime de abur condensat la pierderi minime a căldurii acestuia şi cheltuieli admisibile pentru construcţie şi exploatare. Un element esenţial al sistemului de colectare a condensului sunt oalele de condensat care se montează după aparatele consumatoare şi pe conductele care transportă aburul. După tipul constructiv, oalele de condensat sunt: cu închidere mecanică, cu rezistenţă hidraulică sau cu închidere hidraulică. Oalele cu închidere hidraulică pot fi cu flotor (plutitor deschis sau închis), termostatice şi termodinamice (vezi p.3.2.2). Oalele de condensat flotor închis se mai numeşte şi regulatoare de nivel. Descrierea oalelor de condensat, alegerea, instalarea şi elementele de calcul ale acestora sunt prezentate în lucrările [1,3,11]. Vasele de expansiune (expandoarele) se montează pentru a asigura prelucrarea aburului rezultat prin detenta condensatului, la energia acestuia prin conducte de lungime mare (prin curgere presiunea scade şi atinge valoarea de saturaţie corespunzătoare temperaturii pe care o are condensatul)

Fig. 3.28. Limitele utilizării raţionale a schemei SAAUCAR în comparaţie cu alimentarea directă

cu abur (schema SADA):

P2 –presiunea aburului necesară consumatorilor, [MPa]; Ct – cheltuielile

specifice pentru transportul agentului termic, [mil.lei/(an.MW:km)]


[3]. Expandoarele se instalează cât mai sus posibil faţă de rezervoarele de condensat. La un vas de expansiune se pot racorda mai mulţi consumatori de

aburexpaconsAceadato aburdin form

Fig. 3.29. Schema principială de colectare şi returnare a condensatului:

1-aparat consummator de abur; 2-oală de condensat; 3-conductă de condensat pentru transportul amestecului abur-condensat; 4-vas de expansiune şi separare;

5-răcitor de condensat; 6-rezervor de condensat; 7-pompă de condensat; 8-conducta uzinală de refulare a condensatului

68

. Numărul de racorduri de intrare a condensatului în fiecare vas de nsiune trebuie să corespundă numărului de trepte de presiune a aburului umat de agregatele care evacuează condensatul la vasul respectiv. sta are rolul de a evita dereglarea în funcţionare, care ar pute apărea

rită diferiţilor parametri. Rezervorul separator de expansiune este destinat pentru separarea

ului primar şi a aburului format la fierberea secundară a condensatului fluxul de condensat [4]. Volumul separatorului, [m3], se calculează cu ula

va

asep q

xDV

ρ⋅

= , (3.16)


69

în care Da este debitul de abur produs la fierberea secundară a condensatului, [kg/h]; x – titlul vaporizat (se adoptă x=0,95…0,97); ρa – densitatea aburului la presiunea din separator, [kg/m3]; vq =1000…1500 [m3/(m3⋅h)] – încărcarea masică a volumului separatorului ocupat de abur. Răcirea şi condensarea aburului produs la fierberea secundară a condensatului are loc într-un răcitor de suprafaţă. Rezervoarele de condensat sunt destinate pentru alimentarea condensatului care curge liber de la aparatele consumatoare de abur prin conducta de condensat. După tipul constructiv acestea se clasifică în rezervoare de condensat deschise şi închise. În rezervoarele de condensat închise se menţine o presiune excedentară de la 5 până la 20 kPa. Ele se execută sub formă cilindrică cu funduri sferice şi sunt completate cu supapă de siguranţă şi închidere sau cu zăvoare hidraulice. Volumul util al rezervoarelor de condensat se adoptă egal cu 0,8-0,85 din volumul lor geometric. Capacitatea rezervorului trebuie să se adopte în baza calculului afluxului de condensat în decurs de 20-30 min în lipsa mijloacelor de automatizare a pompelor de condensat, şi în decurs de 10-15 min la dotarea pompelor de condensat cu mijloace de automatizare. Returnarea condensatului se realizează prin conducta de condensat care este comună pentru câteva puncte de colectare a condensatului. Condiţia de asigurare a regimului stabil de returnare a condensatului este egalitatea înălţimilor raportate de pompare dezvoltate de pompele de condensat, instalate în toate punctele de evacuare a condensatului. Înălţimea raportată de pompare se calculează cu formula [66]:

Hr = H0 - ∆Z, (3.17)

în care H0 este înălţimea de pompare dezvoltată de pompă la închiderea totală a clapetei de reţinere, [m]; ∆Z – diferenţa de înălţimi geometrice de instalare a rezervoarelor de condensat la centrală şi la aparatele consumatoare, [m]. În fig.3.30 este prezentat un exemplu de raportare la punctul de amestecare a înălţimilor de pompare a pompelor de condensat cu caracteristicile 1 şi 2 care refulează condensatul din două rezervoare de condensat, amplasate la înălţimi diferite în raport cu rezervorul de la centrală. Condiţia de funcţionare stabilă a sistemului de returnare a condensatului este asigurarea regimului de lucru al pompei de condensat fără apariţia fenomenelor de cavitaţie. Aceasta se obţine prin amplasarea


rezervodetermi

în care∆Pc – ccondencavitaţirezervoPc – den

Fig. 3.20. Schema conductei de refulare a condensatului cu reprezentarea caracteristicilor pompelor

70

rului de condensat mai sus de nivelul pompei cu înălţimea ∆Zp, [m]; nată cu relaţia [66]:

gpPPP

Zpc

rcavcsρ

−∆++⟩∆ , (3.18)

Ps este presiunea de saturaţie la temperatura condensatului, [Pa]; ăderea de presiune a condensatului în conducta de la rezervorul de

sat până la pompă, [Pa]; cavP∆ – rezerva de presiune pentru evitarea ei, [Pa]; Pr – presiunea aburului de asupra suprafeţei de condensat din rul de condensat (dacă rezervorul este deschis, atunci Pr = Patm), [Pa]; sitatea condensatului, [kg/m3]; g – acceleraţia căderii libere, [m/s2].


71

CAPITOLUL 4

DISTRIBUŢIA AGENŢILOR TERMICI

4.1. Distribuţia şi siguranţa alimentării cu căldură

Alimentarea cu căldură a consumatorilor urbani şi industriali se face în funcţie de condiţiile impuse de aceştia. Din punctul de vedere al siguranţei în alimentarea cu căldură cerută de diferiţi consumatori, aceştia se clasifică în [3]:

!"consumatori de gradul I, la care întreruperea alimentării cu căldură poate provoca pierderi de vieţi omeneşti, opriri lungi ale procesului tehnologic pentru restabilirea condiţiilor normale de lucru sau perturbarea sistemului normal de viaţă al unui mare oraş;

!"consumatori de gradul II, la care întreruperea alimentării cu căldură conduce la reduceri parţiale şi de scurtă durată a producţiei;

!"consumatori de gradul III, la care întreruperile în alimentarea cu căldură nu provoacă reduceri ale capacităţii de producţie. Furnizarea căldurii se face pe bază de contracte anuale sau de lungă durată încheiate între producător şi distribuitori, între distribuitori şi consumatori, între producători şi consumatorii săi direcţi sau între consumatori şi subconsumatori. Contractele se încheie pentru fiecare punct de consum (pentru fiecare consumator persoană fizică sau juridică) şi pentru fiecare tip de agent termic în parte consumurile defalcându-se după scopul utilizării lor (tehnologic, încălzire, preparare de apă caldă etc.). Cantităţile de căldură consumate în scopuri tehnologice se vor defalca pe feluri şi calităţi de purtător de căldură, precizându-se pentru fiecare fel şi calitate de purtător, debitele orare maxime absorbite în regim de iarnă şi de vară, parametrii de calitate (presiune, temperatură), procentele de condensat şi apă fierbinte restituite, indicii de calitate ai condensatului şi apei fierbinţi restituite, precum şi volumul instalaţiilor (conducte, aparate consumatoare, recipiente) prin care circulă agent purtător sub formă de apă fierbinte. În cazul consumurilor pentru încălzire şi preparare a apei calde, în contract se vor înscrie debitele maxime, volumul instalaţiilor în care circulă purtătorul de

Capitolul 4. Distribuţia agenţilor termici

72

energie primară (apă fierbinte), precum şi regimul de consum - continuu sau intermitent. Cantităţile de căldură prevăzute în contracte se stabilesc pe baza normelor sau indicilor de consum şi a planului de producţie a întreprinderii respective, specificându-se consumurile care depind de condiţiile meteorologice. Contractul mai cuprinde o serie de precizări privitoare la continuitatea, calitatea şi siguranţa în alimentarea cu căldură, ca [3]:

!"indicatorii gradului de siguranţă cerut de consumator, diferenţiaţi pe etapele de realizare a instalaţiilor, pe perioadele de funcţionare stabilă şi de funcţionare în scheme provizorii;

!"curbele pagubelor medii probabile în funcţie de durata întreruperilor în alimentare şi cu parametrii scăzuţi;

!"graficele de repornire a instalaţiilor tehnologice după întreruperea alimentării. Furnizorul este obligat să asigure furnizarea căldurii în parametrii prevăzuţi de contract, în limita abaterilor, prevăzute de standardele de stat (tabelul 4.1) cu condiţiile ca consumatorul să respecte clauzele contractuale privind debitul maxim stabilit pe agenţi şi presiuni, procentul şi ritmicitatea restituirii condensatului, precum şi procentul de pierderi de apă fierbinte prevăzut de reglementările în vigoare.

Tabelul 4.1 Abateri admisibile ale parametrilor agentului termic

Agentul termic Abateri de presiune Abateri de temperatură Abur cu presiune

nominală: -sub 1 MPa

-1,0...1,4 MPa -1,4...2,0 MPa -2,0...3,0 MPa -peste 3,0 MPa

±10%

±0,1 MPa ±7,5%

±0,15 MPa ±5%

±5% din temperatura nominală

Apă fierbinte pentru scopuri tehnologice

- ±5% din temperatura nominală, dar cel puţin ±50C

Apă fierbinte pentru încălzire

- ±5% din temperatura conform graficului de reglaj


73

Plata pentru căldura furnizată se face pe baza preţurilor tip monom sau tip binom, diferenţiate după agentul purtător de căldură, după tipul consumatorului şi după cum reţelele de transport sunt exploatate de furnizor sau consumator. Preţul de tip monom este un preţ simplu, aplicat la cantitatea de căldură consumată, iar preţul de tip binom este compus dintr-un preţ ce se aplică debitului maxim prevăzut în contract şi un preţ ce se aplică cantităţii de căldură consumate. Pot fi aplicate majorări sau reduceri de preţuri pentru nerespectarea clauzelor contractuale de către furnizor şi consumator.

4.2. Regimurile de alimentare cu căldură a consumatorilor de abur Alimentarea cu căldură a consumatorilor de abur, în condiţiile

variabile impuse de aceştia, presupune asigurarea (reglarea) regimurilor termice şi hidraulice corespunzătoare fiecărui consumator în condiţii energo-economice optime pentru tot ansamblul de la aparat consumator la sursa de căldură.

Pentru un aparat de schimb de căldură prin suprafaţă, utilizând aburul ca agent termic, metodele de reglare ale cantităţii de căldură consumată într-o perioadă de timp Q sunt determinate de cele două ecuaţii caracteristice care trebuiesc îndeplinite simultan [3]:

!"de transport de căldură pe aparat:

τ

−

−=2

21 tttKSQ s , [kJ]; (4.1)

!"de bilanţ termic pe aparat:

( ) ( )ττ 21 ttcQhhDQ a −=′−′′= , [kJ], (4.2)

în care K este coeficientul global de transfer de căldură, [kW/(m2K)]; S - suprafaţa de transfer de căldură, [m2]; ts - temperatura de saturaţie a aburului, [0C]; t1 , t2 - temperatura agentului termic încălzit , [0C]; τ - durata alimentării cu căldură , [s]; D - debitul de abur, [kg/s]; hh ′′′ , - entalpia


74

aburului, respectiv a apei la temperatura de saturaţie ts , [kJ/kg]; Qa -debitul de apă încălzită, [kg/s]; c - căldura specifică a apei, [kJ/(kg K)].

Din punctul de vedere al regimurilor variabile de funcţionare pe partea de abur interesează ecuaţia:

( ) [ ]kJhhDtttKSQ S var,'2

21 =−=

+

−= ττ . (4.3)

Din analiza matematică a ultimei relaţii rezultă următoarele

posibilităţi de reglare:

!"variaţia perioadei de alimentare cu căldură, τ = var, a aparatului consumator, ceea ce înseamnă reglaj prin intermitenţă (prin opriri). Utilizarea acestei metode direct la aparatul consumator este posibilă, uşor de implementat. În cazul aplicării centralizate conduce la dificultăţi din cauza imposibilităţii de satisfacere a regimurilor la diverşi consumatori;

!"modificarea temperaturii de condensare tS presupune variaţia corespunzătoare a presiunii aburului P. Aceasta se poate face local, pe fiecare consumator prin laminare. Însă, pentru temperaturi tS sub 1000C reglarea este dificilă deoarece presiunea aburului P trebuie să scadă sub presiunea atmosferică (0,1 MPa) deci aparatul consumator trebuie astfel construit încât să funcţioneze sub vid, care limitează utilizarea acestei soluţii de reglare. Reglarea prin modificarea temperaturii de saturaţie înseamnă, de fapt, variaţia locală a debitului de abur D introdus în aparat prin laminare.

Reglarea locală, pe aparatul consumator, se poate realiza prin închiderea parţială sau totală a ventilelor de alimentare ale acestora.

Posibilităţile de reglare a sarcinii termice Q pe seama parametrilor K şi S sunt foarte limitate deoarece modificarea acestora este foarte dificilă.

4.3. Metodele generale de reglare a căldurii livrate consumatorilor de apă fierbinte

Ca şi în cazul aburului, se consideră că se utilizează un aparat de

schimb de căldură apă fierbinte-apă, ale cărui regimuri variabile de funcţionare sunt determinate de:


75

!"ecuaţia de transfer de căldură:

var=∆= τtKSQ , [kJ] ; (4.4)

!"ecuaţia de bilanţ termic:

( ) ( ) var21 =−=−= ττ ttcQttQcQ aid , [kJ], (4.5)

în care

2221 ttttt id +−

+=∆

este diferenţa temperaturilor medii ale celor doi agenţi care evoluează în aparat, [0C]; Q - debitul de apă fierbinte, [kg/s]; id tt , -temperaturile agentului termic de încălzire la intrarea şi ieşirea din aparat, [0C]; celelalte relaţii corespund celor utilizate anterior. Din prima parte a ultimei relaţii rezultă:

,τQc

Qtt di −= (4.6)

cu care din relaţia (4.4) se obţine:

,222222

2121`

+−−+=

+

−+

=tt

QcQtt

KStttt

KSQ ddd

τ (4.7)

rezultând în continuare:

var5,01

221

=+

+−

=

ττ QCKS

ttt

Qd

, [kJ]. (4.8)

Ultima relaţie indică posibilităţile de principiu pentru reglarea sarcinii termice Q pe seama variaţiei a cinci parametri:


76

!"coeficientului global de schimb de căldură al aparatului consumator,

K; !"mărimii suprafeţei de schimb de căldură, S; !"duratei alimentării cu căldură, τ; !"debitului de agent termic, Q; !"temperatura de intrare a agentului termic primar (pentru anumite

valori ale temperaturilor t1 şi t2 ale agentului termic încălzit, impuse de procesul de consum), td. Limitările posibilităţilor de reglare a primilor trei factori enunţaţi mai sus (K, S şi t) prezente în cazul aburului, rămân valabile şi pentru acest caz. În continuare se vor analiza posibilităţile de reglare pe care le prezintă variaţia temperaturii td şi a debitului de agent termic primar Q. Acestea depind în mare măsură de natura consumului de căldură: 1. În cazul consumurilor tehnologice, unde temperaturile t1 şi t2 ale agentului termic sunt constante, deoarece procesele se desfăşoară în regimuri termice uniforme, reglarea cantităţii de căldură consumabilă se face prin variaţia debitului de agent termic primar Q, în timp ce regimul termic td rămâne acelaşi.

2. În cazul consumatorilor de căldură pentru asigurarea condiţiilor de muncă (încălzire, ventilare, climatizare şi prepararea apei calde), reglarea cantităţii de căldură, se face în funcţie de structura consumului:

a) în cazul unor sarcini termice omogene, adică numai încălzire sau ventilare sau condiţionare, reglarea cantităţii de căldură Q se face, fie numai prin variaţia temperaturii td, fie prin variaţia simultană a temperaturii td şi a debitului Q.

b) pentru consumurile de căldură sub formă de apă caldă se face reglarea debitului de agent termic primar Q, în timp ce temperatura td rămâne constantă la o valoare impusă de apa caldă ta (td = ta + 5...100C);

c) în cazul unor consumuri de căldură eterogene (iarna: încălzire+ventilare+apă caldă de consum; vara: climatizare+apă caldă de consum), se pot aplica ambele metode de reglare (prin variaţia td şi a debitului Q).

Fată de cele arătate mai sus, rezultă că regimurile variabile de

alimentare cu căldură sub formă de apă fierbinte se pot realiza aplicând următoarele metode de reglare [3,4,83,86,108]:


77

1) calitativă, care constă în reglarea cantităţii de căldură prin variaţia

temperaturii agentului termic la intrarea în aparat td şi păstrarea constantă a debitului Q. Această reglare se aplică centralizat în funcţie de natura şi caracteristicile consumului de căldură;

2) cantitativă, care constă în reglarea cantităţii de căldură prin variaţia debitului de agent termic Q şi menţinerea constantă a temperaturii agentului termic la intrarea în aparat td. Această metodă de reglare se poate aplica atât centralizat, cât şi local (la punctele termice sau pe aparatele consumatoare);

3) calitativ-cantitativă (mixtă), care constă în reglarea cantităţii de căldură atât prin variaţia debitului Q, cât şi a temperaturii td. Aplicarea sa şi alegerea legii de variaţie a debitului Q, respectiv a temperaturii td, depind în primul rând, de natura consumului (omogen sau eterogen), iar în cazul unui consum eterogen depind de structura acestuia.

În funcţie de natura consumatorilor, a sursei de căldură şi a

instalaţiilor pentru încălzirea, ventilarea, şi prepararea apei fierbinţi, cele trei metode de reglare, prezentate mai sus, se pot aplica în cursul anului singular sau combinat, pe diverse perioade caracteristice consumatorilor respectivi.

4.4. Puncte termice

Natura agentului termic şi parametrii săi (presiune, temperatură) diferă în general de la reţeaua de transport şi distribuţie a căldurii, la instalaţiile consumatorilor. Ansamblul instalaţiilor situate la limita între reţeaua de distribuţie a căldurii şi instalaţiile consumatorilor (reţeaua exterioară de distanţă şi instalaţiile interioare ale consumatorilor) [1,2,4,11-14,20,21,66,108] se numeşte staţie termică (ST) sau punct termic (PT). Punctul termic trebuie să satisfacă condiţiile funcţionale atât ale reţelei de distribuţie a căldurii, cât şi ale consumatorilor şi să coordoneze parametrii acestora. Tipul punctelor termice depinde în principal de următorii factori:

!"natura şi mărimea consumurilor de căldură; !"natura şi parametrii agentului termic de transport, faţă de agentul

termic folosit la consumatori; !"sistemul de transport al căldurii (număr de conducte).


78

Punctele termice pot asigura distribuţia căldurii numai pentru un anumit tip de consum (încălzire, ventilaţie sau apă caldă), sau pot distribui căldura mai multor tipuri de consumatori, de exemplu încălzire şi apă caldă. Astfel, în cazul cel mai complex, punctul termic serveşte la prepararea centralizată a apei menajere, la transformarea parametrilor pentru instalaţia de încălzire a consumatorilor şi ca punct de plecare pentru distribuţia apei calde spre instalaţia de încălzire a consumatorilor. În cazul racordării directe cu hidro-elevatoare, PT se completează cu puncte termice locale pentru instalarea acestora. Pentru instalaţii de ventilare, schimbătoarele de căldură aferente se amplasează local. Aceasta depinde în primul rând de modul de racordare al consumatorilor respectivi la reţeaua termică.

4.4.1. Scheme combinate pentru racordarea instalaţiilor de încălzire şi preparare a apei calde

Schemele de racordare utilizate depind în primul rând de sistemul folosit pentru prepararea apei calde (închis, deschis sau mixt) şi de numărul de conducte folosite pentru transport şi distribuţie. Ele cuprind în general, atât instalaţiile de racordare ale consumatorilor de încălzire, cât şi cele pentru prepararea apei calde, numindu-se puncte termice centralizate (PTC) sau staţii termice centralizate (STC).

4.4.2. PTC în sistemele bitubulare închise Punctele termice centralizate de acest tip se caracterizează prin racordarea închisă a instalaţiilor pentru prepararea apei calde şi racordarea directă sau indirectă pentru încălzire. Ambele tipuri de consumuri sunt asigurate de aceleaşi conducte, de tur şi retur. În perioada de iarnă regimul termic al apei în conducta de tur este cel impus de încălzire, care necesită nivele termice mai mari decât prepararea apei calde. Schemele PTC în sistemele bitubulare sunt prezentate în fig.4.1. Ele se deosebesc din punctul de vedere al schemei de preparare a apei calde în sistem închis şi poziţia în schemă a preîncălzitoarelor de apă caldă faţă de instalaţiile de încălzire. Schemele PTC în sistemele bitubulare închise nu depind de modul de racordare a instalaţiilor de încălzire - direct sau indirect după cum rezultă din fig.4.1, a şi b.


Fig. 4.1. Scheme de puncte termice centralizate în sisteme bitubulare închise, cu prepararea apei calde:

a, b-o treaptă în paralel; c-o treaptă serie; d-două trepte mixte (serie-paralel); e-două trepte serie

79


80

În prezent, sistemele bitubulare închise sunt cele mai utilizate datorită avantajelor pe care le prezintă faţă de sistemele deschise. La noi în ţară ele reprezintă singura soluţie utilizată.

!"Schema o treaptă paralel pentru prepararea apei calde este cea mai veche şi se utilizează numai la PTC de capacitate redusă, când ponderea consumului de căldură pentru prepararea apei calde este mai mare faţă de cel pentru încălzire.

La această schemă, ca şi la celelalte din fig.4.1 consumatorii de căldură pentru încălzire se pot racorda indirect ca în fig.4.1, a sau direct cu amestec ca în fig.4.1, b. În cazul b, apa fierbinte este distribuită din PTC la mai multe puncte termice cu hidro-elevatoare amplasate în clădirile consumatorilor.

!"Schema o treaptă serie pentru prepararea apei calde reprezintă o

soluţie îmbunătăţită faţă de cea cu o treaptă paralel, necesitând în PTC un debit de apă fierbinte de calcul mai mic (fig.4.1, c).

!"Schema două trepte mixte (serie-paralel) este o combinaţie între cele

două scheme de mai sus. Această schemă asigură un grad sporit de utilizare a căldurii intrată cu apa din reţea în PTC (fig.4.1, d).

!"Schema două trepte serie (serie-serie) constituie o extindere a schemei

două trepte mixte (fig.4.1, e).

Dintre cele patru scheme prezentate mai sus, cea mai des folosită este schema două trepte serie de preparare a apei calde, deoarece necesită debitul minim GPT de apă fierbinte din reţea. Aceasta conduce la dimensionarea reţelei termice cu diametre mai mici şi la reducerea energiei consumată pentru pomparea apei din reţea.

O comparaţie între cele patru scheme analizate din punctul de vedere al debitelor de apă fierbinte GPT, în funcţie de ponderea consumului de apă caldă qa faţă de cel de încălzire qi este prezentată în fig.4.2.

Se constată că eficienţa maximă se obţine în cazul schemei de racordare cu două trepte serie de preparare a apei calde cu corecţia gradului de reglaj pentru încălzire şi cheltuielile de pompare a apei din reţea sunt minime.


81

4.4.3. PTC în sistemele bitubulare deschise

Se caracterizează prin folosirea unei conducte de tur comună, cu regim termic pentru încălzire şi apă caldă. Ea asigură transportul agentului termic pentru încălzire şi apă caldă termic necesar celor două tipuri de consumatori Conducta de retur asigură returnarea numai a diferenţei între debitul instalaţiei de încălzire şi cel folosit pentru prepararea apei calde. Schemele PTC în sistemele bitubulare deschise sunt prezentate în fig. 4.3.

Ele se deosebesc din punctul de vedere al poziţiei relative a punctelor B şi C, de racordare ale instalaţiilor de consum de apă caldă, faţă de regulatorul de debit RD. Sunt două tipuri de scheme ale PTC în sistemele bitubulare deschise: independente (fig.4.3, a) şi dependente cu regulator de debit RD (figD (fig.4.3, c). Aceste scheme au o arie mai mdeosebite pe care le ridică racordarea desapă caldă.

!"Schema independentă, ca urmardebitul de apă fierbinte este aG ′ .

Debitul total de apă fierbinte GPTorice moment suma celor două debite:

iPT GG =

1ctmgd

Fig. 4.2. Variaţia raportului GPT/Gi în funcţie de ponderea consumului

de apă caldă şi schema de preparare a apei calde:

-o treaptă paralel fără acumulare; 2-idem 1u acumulare; 3-o treaptă serie; 4-douărepte mixt fără acumulare; 5-două trepteixt cu acumulare; 6-două trepte serie cu

rafic pentru încălzire; 7-idem 6, cu grafice reglaj corectat

.4.3, b) sau cu diafragmă de laminare

ică de utilizare datorită problemelor chisă a instalaţiilor consumatoare de

e a poziţiei relative între RD şi RT,

intrat în punctul termic reprezintă în

aG ′+ .


Debitul de calcul în reţelele bitubulare deschise scade considerabil prin aplicarea schemei dependente.

depcăldregucon

dezcarecon preî

Fig. 4.3. Scheme de principiu ale punctelor termice centralizate în sisteme bitubulare deschise

82

!"Schema dependentă a PTC din fig.4.3, b şi c se caracterizează printr-o endenţă a cantităţii de căldură primită pentru încălzire, de consumul de ură pentru prepararea apei calde. Aceasta se datorează montării latorului de debit RD înaintea punctelor de racord B şi C ale

sumatorilor de apă caldă.

4.4.4. PTC în sisteme bitubulare mixte

Sistemele deschise de preparare a apei calde au o serie de avantaje, printre care instabilitatea regimului hidraulic al reţelei termice, este determinată de variaţia bruscă a debitelor de apă de reţea, atât în ducta de tur, cât şi în cea de retur.

Pentru înlăturarea dezavantajului, în punctul termic se poate instala un ncălzitor înaintaş de alimentare cu apă caldă ca în fig.4.4.


Schema poate fi prevăzută cu regulator de debit RD pentru încălzire ca în fig.4.4, a sau fără, ca în fig.4.4, b şi c.

caldăAcea750Cînain

cons

Fig. 4.4. Scheme de principiu ale punctelor termice centralizate mixte “închis-deschis”, cu preîncălzitor înaintaş

83

Schema permite ca în toată perioada de încălzire, alimentarea cu apă să se facă numai cu apă care a fost folosită în instalaţiile de încălzire. sta, având în cursul perioadei de încălzire temperaturi cuprinse între 35 - , este adusă la temperatura necesară (ta = 500C) în preîncălzitorul taş (1).

4.4.5. PTC în sisteme monotubulare deschise

Odată cu creşterea consumului urban de căldură şi a ponderii umului sub formă de apă caldă, precum şi a distanţelor de transport,


sistemul monotubular de transport permite o serie de avantaje tehnico-economice. Caracteristica de bază a acestui sistem de transport şi distribuţie constă în utilizarea integrală a apei de reţea care vine din instalaţia de încălzire în vederea alimentării cu apă caldă. Aceasta permite renunţarea la conducta de retur, reducând sensibil investiţiile şi cheltuielile aferente reţelei de transport (fig.4.5).

unemajcald magbitu

Fig. 4.5. Sistem monotubular deschis de transport şi distribuţie:

a, b-PTC cu racordare deschisă şi directă pentru apa caldă, respectiv indirectă, pentru încălzire; c-PT deschis pentru apă caldă

84

Sistemele monotubulare se recomandă a fi folosite numai în condiţiile

i sarcini relativ mari de alimentare cu apă caldă, când la toţi sau la marea oritate a consumatorilor debitul mediu zilnic pentru alimentarea cu apă ă este egal sau depăşeşte debitul de calcul al apei pentru încălzire.

Pentru mărirea eficienţei acestui sistem se recomandă ca reţeaua istrală de transport să fie monotubulară, iar reţelele de distribuţie bulare.


Ca urmare a acestui mod de funcţionare în reţeaua de transport la distanţă, regimul termic este determinat de puterea termică a CET, de debitul de apă vehiculat şi de distanţa de transport. El este mai ridicat decât în cazul sistemului bitubular obişnuit. Schema de principiu a sistemului de transport monotubular cu distribuţie bitubulară este prezentată în fig.4.6.

în linfaţă datodebi

Fig. 4.6. Sistem monotubular deschis de transport şi distribuţie bitubulară:

a-racordare independentă; b-racordare dependentă

85

Pentru o anumită structură a sarcinii termice urbane ( )ci

mda qq=ρ ,

ia de tranzit monotubulară trebuie menţinută temperatura apei ridicată, de conducta de alimentare a reţelelor termice bitubulare. Aceasta se

rează faptului că în conducta monotubulară, debitul de apă egal cu tul de alimentare cu apă caldă este de regulă mai mic decât în reţeaua


86

bitubulară, unde debitul este egal sau mai mare decât valoarea de calcul pentru încălzire.


87

CAPITOLUL 5

CALCULUL HIDRAULIC AL CONDUCTELOR ŞI

REŢELELOR TERMICE

5.1. Calculul hidraulic al conductelor

5.1.1. No]iuni generale Calculul hidraulic al conductelor determin\ leg\tura dintre caracteristicile geometrice [i constructive ale acestora (diametru, lungime, arm\turi, traseu etc.) [i caracteristicile curgerii fluidului transportat (presiune, debit, vitez\). Pentru efectuarea acestui calcul este necesar\ cunoa[terea propriet\]ilor fluidului : viscozitatea, greutatea specific\ precum [i varia]ia acestora cu presiunea [i temperatura. Cu ajutorul calculului hidraulic se pot stabili [4,11,13,66,108]:

!"pierderile de presiune; !"distribu]ia presiunii [i a debitului `ntr-un sistem de conducte; !"lungimea de transport posibil\ pentru conduct\; !"caracteristicile principale necesare alegerii echipamentelor de

pompare; !"regimurile caracteristice de func]ionare a sistemelor de conducte.

Viscozitatea - reprezint\ o caracteristic\ a fluidelor reale de a opune o

anumit\ rezisten]\ la deformarea intern\ produs\ de curgere. Frecarea intern\ se define[te numeric prin viscozitatea dinamic\ (sau

absoluta) η [i in sistemul international de măsură se exprim\ `n [(N·s)/m2] sau [Pa.s]. În sistemul CGS unitatea de măsură se numeşte Poise [P], cu submultiplul uzual centiPoise [cP]. Un lichid are viscozitatea de 1P, daca o tensiune de forfecare de 1dyn/cm2 produce un gradient de viteză de 1s-1.

Între aceste mărimi se stabileşte următoarea echivalenţă:

[ ] [ ] [ ] [ ]cPPm

skgfsPam

sNSI 100010102,011

22==

⋅

=⋅=

⋅=η .

Capitolul 5. Calculul hidraulic al conductelor şi reţelelor termice

88

Inversul viscozit\]ii dinamice poart\ numele de fluiditate:

ηϕ 1= ,

⋅ sN

m2. (5.2)

Viscozitatea cinematică este raportul dintre viscozitatea dinamică şi

densitatea fluidului ρ la aceeaşi temperatură:

ρην = . (5.3)

În Sistemul Internaţional, unitatea de măsura este [m2/s], iar în sistemul

CGS - Stokes [St] cu submultiplul uzual centiStokes [cSt]. Între aceste mărimi se stabileşte următoarea echivalenţă:

[ ] [ ] [ ]cStSts

cms

mSI

642

42

1010101 ==

=

=ν .

5.1.2. Regimurile de curgere Caracterizarea curgerii unui fluid se face cu ajutorul criteriului Reynolds (Re) care reprezint\ raportul dintre for]ele de iner]ie si for]ele de frecare vâscoas\ pentru unitatea de volum de fluid. Rela]ia de definire a criteriului Reynolds la curgerea fluidului printr-o conduct\ cilindric\ este:

νdw ⋅=Re , (5.4)

în care w este viteza medie a fluidului ; d - diametrul interior al conductei; ν - viscozitatea cinematic\ a fluidului. Pentru conducte sau canale cu sec]iuni transversale de curgere necirculare `n formulele de calcul a lui Re [i `n alte formule diametrul d se `nlocuie[te cu dech, acesta reprezentând diametrul hidraulic echivalent determinat cu rela]ia:


89

PSdech

4= , [ ]m , (5.5)

în care S este aria sec]iunii transversale de curgere, [m2]; P-perimetrul sec]iunii transversale de curgere udate de fluid, [m]. ~n func]ie de valoarea criteriului Reynolds se deosebesc urm\toarele trei regimuri de curgere printr-o conduct\ cilindric\ neted\:

!"regim laminar, când 0 < Re < 2300; !"regim de tranzi]ie, când 2300 < Re < 10 000; !"regim turbulent, când Re > 10 000.

5.1.3. Profilul vitezei. Viteza medie

Tipul mi[c\rii influen]eaz\ distrbu]ia vitezei `n sec]iunea transversal\ de curgere. ~n regim laminar reparti]ia vitezei este parabolic\ descris\ de ecua]ia:

−=

2

0max 1

rrwwx , (5.6)

în care 0r este raza interioară a conductei; maxw - viteza maximă a fluidului pe axa centrală a conductei ( 0r =0). Debitul de fluid prin sec]iunea transversal\ a unei conducte se calculeaz\ cu rela]ia:

221

20max

0

2

0max

0 rwrdrrrwQ

r ππ ⋅=⋅

−= ∫ . (5.7)

Viteza medie `n conduct\ este

2max

20

wrQw ==

π, (5.8)

fiind plasat\ la distan]a


90

0293,0 rr lamm ⋅= (5.9)

de la peretele conductei. ~n regim turbulent profilul vitezei este foarte aplatizat, raportul dintre viteza maxim\ [i viteza medie fiind:

fw

w 35,11max += , (5.10)

în care f este coeficientul de pierderi liniare de presiune. Stratul a c\rui vitez\ este egal\ cu viteza medie de curgere `n conduct\ se g\se[te la distan]a

0233,0 rr turbm ⋅= (5.9)

de perete. Folosind ultimele trei rela]ii, se poate determina debitul de fluid printr-o conduct\, m\surând fie viteza `n axa ]evii, fie `n punctul `n care aceasta este egal\ cu viteza medie. Legea lui Bernoulli reprezint\ exprimarea matematic\ a principiului conserv\rii energiei hidraulice, conform c\reia energia total\ a unui fluid `n mi[care permanent\ este constant\ [i se compune din energia poten]ial\, energia datorat\ presiunii [i energia cinetic\. Pentru dou\ sec]iuni transversale 1 [i 2 de unui curent de fluid se ob]ine:

[ ]mgP

gw

gPz

gw

gPzE ,

22

22

2

22

21

1

11 ρρρ

∆+++=++= , (5.10)

în care 21, zz sunt cotele sec]iunelor 1 [i 2 fa]\ de un nivel oarecare de

referin]\, [m]; 21, PP presiunile statice ale fluidului ]n aceste sec]iuni [Pa]; ρρρ ,, 21 - densit\]ile fluidului `n sec]iuni, respectiv densitatea medie a

fluidului `ntre sec]iunele 1 [i 2, [kg/m3]; 21, ww vitezele medii ale fluidului `n sec]iunele 1 [i 2, [m/s]; P∆ - pierderea de presiune a fluidului `ntre sec]iunele 1 [i 2, [Pa]; g =9,81 [m/s2]. Una din aplica]iile tehnice ale legii lui Bernoulli o constituie calculul


91

pierderilor de presiune `n conducte [i canale:

( ) ( )2

22

21

2121wwPPgzzP −

+−+⋅⋅−=∆ ρρ , [Pa]. (5.11)

~n aceast\ ecua]ie primul termen reprezint\ diferen]a de presiune geodezic\, al doilea reprezint\ diferen]a de presiune static\ iar al treilea diferen]a de presiune dinamic\. Puterea de pompare a fluidului, consumat\ pentru vehicularea acestuia se calculeaz\ cu rela]ia:

mp

tS PQPηη ⋅∆⋅

= , (5.12)

`n care SQ este debitul volumetric de fluid, [m3/s]; tP∆ - cre[terea presiunii

totale a fluidului `n pomp\, [Pa]; mp ηη , - randamentul pompei [i al

motorului de antrenare. Caracteristica hidraulic\ a unei re]ele de conducte este dat\ de rela]ia:

[ ]mQMHH st ,⋅+∆=∆ , (5.13)

`n care

( ) ( )gPPHHH ar

arst ⋅−

+−=∆ρ

; (5.14)

ra HH , sunt `n\l]imile de aspira]ie [i de refulare; ra PP , - presiunea `n

rezervorul de aspira]ie [i `n cel de refulare; M - m\rime complex\ care depinde de caracteristicile geometrice ale sistemului de conducte [i de coeficien]ii de pierderi liniare [i locale de sarcin\.

5.2. Calculul pierderilor de presiune `n conducte

5.2.1. Calculul pierderilor liniare de presiune Pierderea liniar\ de presiune linP∆ pe o conduct\ orizontal\ dreapt\ de

lungime l [i cu diametrul interior d, prin care se transport\ izoterm, cu viteza


92

w, un fluid a c\rui densitate este ρ se calculeaz\ cu formula lui Darcy-Weisbach:

[ ]PawdlfPlin ,

2

2ρ=∆ . (5.15)

~n cazurile practice de calcul se prefer\ determinarea pierderilor de presiune `n func]ie de debitul de fluid:

ρπ

⋅⋅

⋅⋅=∆ 52

28d

QlfP Slin , [Pa] . (5.16)

Coeficientul de pierderi liniare de presiune f depinde de:

!"regimul de curgere (criteriul Reynolds); !"starea pere]ilor conductei (rugozitatea absolut\ k).

~n cadrul curgerii laminare a fluidelor (Re < 2300) coeficientul de pierderi liniare se calculeaz\ `n mod obi[nuit cu rela]ia lui Stokes:

Re64=f . (5.17)

La curgerea turbulent\ a fluidelor determinarea coeficientului f este mai complicat\. Conform formulei lui Blasius:

25,0Re3164,0 −⋅=f (5.18)

la valori ale criteriului Reynolds 510Re4000 << pentru pere]i netezi. Coeficientul f se poate calcula [i cu alte formule.

5.2.2. Calculul pierderilor locale de presiune Pierderile locale de presiune care apar `n sistemele de conducte `n a[a numitele rezisten]e locale sunt reprezentate de schimbarea direc]iei de curgere a fluidului `n coturi, curbe , ramifica]ii, compensatoare de dilatare sau


93

de modificarea sec]iunii de curgere `n organele de `nchidere sau de reglare, reductore, aparate de m\sur\ etc. Aceste pierderi se calculeaz\ cu rela]ia lui Wiesbach:

[ ]PawPloc ,2

2ρξ ⋅=∆ , (5.19)

`n care ξ este coeficientul de pierderi locale de presiune. ~n cazul a n rezisten]e locale inseriate coeficientul ξ se `nlocuie[te

cu ∑=

n

ii

1ξ .

Pentru calculele practice se poate utiliza rela]ia:

ρπ

ξ ⋅⋅

⋅=∆ 42

28d

QP Sloc , [Pa]. (5.20)

Pierderea total\ de presiune este:

ρπ

ξρπ

⋅⋅

⋅+⋅

⋅⋅

⋅=∆+∆=∆ 42

2

52

2 88d

Qd

QlfPPP SSloclin , [Pa]. (5.21)

Folosindu-se no]iunea de lungime echivalent\ a conductei,

∑=

+=n

iiech Xl

11 ,

=

fdX ii ξ , (5.22)

se ob]ine

ρπ

⋅⋅

⋅⋅=∆ 52

28d

QlfP Sech (5.23)

sau, folosind no]iunea de coeficient echivalent de frecare,

( )∑+= fdffech ξ , se ob]ine


94

ρπ

⋅⋅

⋅⋅=∆ 52

28d

QlfP Sech . (5.24)

5.3. Calculul conductelor [i re]elelor de ap\ Sau elaborat mai multe formule de calcul al coeficientului de pierderi liniare de presiune care pot fi g\site `n literatura de specialitate. De exemplu, conform rela]iei lui Biel-Fritsche, pentru conductele de o]el [i curgerea apei

la temperatura Ct 012= ( smwsm 185,0,10235,1 26 ≥⋅= −ν ) formula

de calcul a coeficientului f este:

125,1148,0249,0 −⋅⋅= SQf ν . (5.25)

5.3.1. Alegerea vitezei apei

Stabilirea vitezei de curgere a apei printr-o conduct\ se face pe baza unui calcul tehnico-economic care consider\ pierderile de presiune (care determin\ costul energiei de pompare).

Puterea instalat\ a pompei depinde de `n\l]imea de pompare H :

ppp

QHgQPPη

ρη

⋅⋅⋅=⋅= , (5.26)

`n care `n\l]imea de pompare H este egal\ cu `n\l]imea geometric\ 0H plus

suma pierderilor hidraulice pe conducta de aspira]ie [i de refulare. Dac\ diametrul conductei este mare, pierderea hidraulic\ este mic\, deci puterea instalat\ este mai mic\. Dac\ diametrul conductei este mic, pierderea hidraulic\ este mare [i puterea instalat\ `n plus pentru a acoperi aceste pierderi este mare. Cu cre[terea diametrului cresc [i investi]iile capitale. Asupra conductei influen]eaz\ trei m\rimi:

!"cheltuielile anuale provenite din investi]iile `n conduct\

[ ]anleidkA ,211 ⋅= ;

!"cheltuielile anuale reprezentând costul energiei pierderilor prin


9

frecare [ ]anleidkA ,522

−⋅= ;

!"cheltuielile anuale

reprezentând costul puterii instalate suplimentar, pentru acoperirea pierderilor

hidraulice [ ]anleidkA ,533

−⋅= .

Cheltuielile anuale legate de instalarea [i exploatarea conductei sunt minime atunci când suma

min321 =++= AAAA (fig.5.1).

Vitezele recomandate pentru ap\ la curgerea prin conductenu depa[e[te 3 m/s.

5.3.2. Diametrul

Diametrul economic al condetermina cu formula lui Pavel:

a

PkQf

dcpm

Sec *

*272,0

3

⋅⋅⋅

⋅⋅⋅=

ησ

`n care ( )∑ ⋅+= ldff ξ* este c

tensiunea unitar\ `n peretele conduc

[m3/s]; mppm ηηη ⋅= - produsul din

motorului; ck -costul specific al co

presiunea total\ alc\tuit\ din presiuP∆ , [MPa]; pa - cota de amortiza

Fig. 5.1. Determinarea grafică a diametrului economic al conductei

5

sunt date `n literatura de specialitate, dar

economic al conductei

ductelor de transport al apei se poate

[ ]m

Ta

hPiT

rc

epr

p

,1

1 71

+

⋅+⋅

+

, (5.27)

oeficientul echivalent de frecare; σ -

tei, [MPa]; SQ - debitul nominal de ap\,

tre randamentul pompei [i randamentul

nductei montate, [lei/kg]; PPP ∆+=* -

nea pompelor P [i lovitura de berbec re pentru electropompe [i echipamentele


96

mecanice; ca - cota de amortizare a investi]iilor `n conduct\ [i anexe; rT -

termenul normat de recuperare, [ani]; pi - investi]ia specific\ `n instala]ia de

pompare, [lei/KW]; eP - costul energiei electrice, [lei/KWh]; h - timpul de

func]ionare al conductei la debitul nominal, [h/an].

5.3.3. Elementele de calcul hidraulic al re]elelor de conducte Problema calculului hidraulic al re]elelor de conducte const\ `n determinarea diametrelor conductelor [i pierderilor de presiune corespunz\toare unor distan]e de transport [i debite date de fluide sau `n stabilirea capacit\]ilor de transport ale conductelor pentru o distribu]ie dat\ a pierderilor de presiune. Dup\ configura]ia re]elelor, acestea pot fi divizate `n:

!"re]ele simple; !"re]ele ramificate; !"re]ele inelare; !"re]ele buclate.

Pierderile totale de presiune `n re]elele de conducte se determin\ cu formulele ob]inute anterior:

ρπ

⋅⋅

⋅⋅=∆ 52

28d

QlfP Sech ,

`n care ( )∑+= fdlech ξ1 este lungimea echivalent\ a conductei;

ρπ

⋅⋅

⋅⋅=∆ 52

28d

QlfP Sech ,

`n care ( )∑+= fdffech ξ este coeficientul echivalent de frecare.

Coeficientul de frecare f , pentru valorile uzuale ale temperaturii apei [i viteze de circula]ie 0,1...5 m/s `n conducte cu rugozitatea k=0,1...1 mm, poate fi calculat cu formula lui Shifrinson: `n care rugozitatea absolut\ k [i diametrul interior al conductei d se exprim\ `n [m].


5.3.4. Rezisten]a specific\ a conductelor Pierderea specific\ de presiune se calculeaz\ cu rela]ia:

⋅⋅⋅=⋅

⋅⋅

⋅=∆=∆mPaQ

df

dQ

fl

PP SS

echsp ,811,0

8 2552

2ρρ

π. (5.28)

Rezisten]a specific\,

[ ]55 ,811,0 −⋅= m

dfRsp . (5.29)

5.3.5. Calculul conductelor cu debit uniform distribuit

S\ consider\m o conduct\ din care fluidul este evacuat continuu pe

toat\ lungimea ei (fig.5.2). Sunt date urm\toarele m\rimi: Qd - debitul de fluid uniform distribuit; Qt - debitul de tranzit; R - rezisten]a hidraulic\ a conductei; ( ) echechsp ldflSS ⋅⋅=⋅= 5811,0

Fig. 5.2. Schema de calcul a conductei cu debit uniform distribuit

97

~ntr-un punct arbitrar M(x):

lxQQQQ ddtx ⋅−+= . (5.30)

C\derea elementar\ de presiune `n lungul conductei este:


98

dxQRdp x ⋅⋅⋅= 2ρ . (5.31)

C\derea de sarcin\ pe `ntreaga conduct\ este:

=

−+==∆ ∫ ∫

l ldx

lxQdQdQtRdxRQxp

0 0

22 ρ

( ) ( ) =

+−

++= ∫

ldx

lxQdQtQd

lxQdQdQtR

0

222 2ρ

( ) ( ) =

+−++= lQdQtQdlQdlQdQtR

3122ρ

.31 22

++⋅⋅⋅= dtdt QQQQlR ρ (5.32)

5.3.6. Re]ele ramificate cu o surs\ de alimentare

Pentru cazul cel mai simplu al unei re]ele cu un singur consumator la

cap\t pierderea total\ de presiune constituie:

2sQRp ⋅⋅=∆ ρ , echsp lRS ⋅= , (5.33)

unde Qs este debitul sursei de ap\, sm3 ; Rsp - rezisten]a specific\

( 5811,0dfRsp = ).

Pentru o re]ea cu n tronsoane `n serie cu lungimi [i diametre diferite, rezisten]a hidraulic\ se calculeaz\ cu rela]ia:

( )∑=

⋅=n

iiechsp lSR

1. (5.34)

Pentru o re]ea cu un num\r n finit de consumatori lega]i prin

tronsoane de conducte cu rezisten]e totale Si diferite (fig.5.3), pierderea total\ de presiune se determin\ cu formula:


( ) ( ) 223322

2211

1

......... nnn

n

ii QRQQQRQQQRpp ρρρ +++++++++=∆=∆ ∑

=

.

de un

`n ca

cons

O de

Fig. 5.3. Schema de calcul a unei reţele ramificate cu o singură sursă de alimentare

99

Rezisten]a hidraulic\ a re]elei poate fi calculat\ cu rela]ia:

∑∑==

⋅⋅=⋅⋅=∆n

jii

n

jjsursa QRQRp 2

1

2 ρρ , (5.35)

de

∑∑==

⋅=

n

ji surs

in

jj Q

QRR

2

\1, (5.36)

re

∑=

=n

jjsursa QQ

1. (5.37)

5.3.7. Re]ele ramificate cu dou\ surse

~n fig.5.4 se prezint\ o re]ea cu dou\ surse de alimentare, cu trei umatori cu debite date [i patru tronsoane cu rezisten]e totale cunoscute.

Datele cunoscute sunt: 3141 ...;...;; QQRRPP BA ∆∆ .

Problema calculului const\ `n determinarea caracteristicilor punctului separare a curgerii [i a debitelor OA, OB ale celor dou\ surse.

Debitul total:


100

321 QQQQQ isursa ++== ∑ . (5.38)

Punctul O de separare al re]elei (alimentat atât din sursa A cât [i din sursa B) se alege arbitrar (de exemplu punctul 2). Alegând arbitrar debitele QA [i QB, presiunile din punctul O sunt:

2

1222

111 QRQRPP AAO ρρ −−∆=∆ ; (5.39)

2323

2334 QRQRPP BBO ρρ −−∆=∆ . (5.40)

Deoarece punctul O a fost ales arbitrar, `n mod obi[nuit rezult\

BOAO PP ∆≠∆ .

Dac\ de exemplu BOAO PP ∆<∆ , debitul din sursa A este prea mare, iar

cel din sursa B este prea mic, aceste debite se corecteaz\ cu debitul adi]ional Q∆ , astfel `ncât BOAO PP ∆=∆ , adic\:

( ) ( ) ( ) ( )232

233

212

211 QQRQQRPQQRQQRP BA ∆+−∆+−∆=∆−−∆−−∆ ρρρρ .

Fig. 5.4. Schema de calcul a unei reţele ramificate cu două surse de alimentare


101

Din ultima rela]ie se ob]ine Q∆ . Dup\ calculul lui Q∆ se corecteaz\ debitul QA [i QB alese arbitrar [i se determin\ debitele reale pe tronsoanele re]elei.

Pentru verificare se calculeaz\ presiunea `n punctul de separare O:

( ) ( ) BOBOAOAAO PPPPPP ∆−∆=∆−∆= ; . (5.41)

AOP∆ [i BOP∆ se calculeaz\ cu formulele de mai sus.

5.3.8. Re]elele inelare [i buclate

~n cazul re]elelor inelare [i buclate la care se cunosc rezisten]ele totale

iR ale tronsoanelor re]elei [i debitele la consumator iQ (fig.5.5), stabilirea

circula]iei debitelor se face pe baza legilor lui Kirchhoff :

!"suma algebric\ a debitelor `ntr-un nod al re]elei este zero:

∑ = 0iQ ; (5.42)

!"suma algebric\ a pierderilor de

presiune `ntr-un contur `nchis al re]elei este zero:

∑ = 02iiQR . (5.43)

~n re]ea se alege sensul pozitiv

de curgere a debitelor cu sens orar. Pentru determinarea circula]iei

debitelor `n re]ea se aleg la `nceput valori arbitrare ale acestora, cu respectarea legilor lui Kirchhoff. Pentru fiecare contur se calculeaz\ m\rimea pierderii de presiune ∑ ≠ 02

iiQR

(datorit\ alegerii arbitrare a debitelor), cu care se determin\ debitul adi]ional Q∆ [i apoi valorile corectate ale debitelor `n re]ea. Opera]iile se repet\ pân\

când `n toate buclele re]elei ∑ = 02iiQR .

Dac\ `n conturul considerat nu sunt pompe, debitul adi]ional se

Fig. 5.5. Schema de calcul a unei reţele buclate


102

stabile[te cu formula:

( )( )∑∑=∆

ii

ii

QRQR

Q2

2

, (5.44)

unde Q∆ are acela[i semn ca ∑ 2

iiQR . Dup\ determinarea lui Q∆ se

recalculeaz\ algebric debitele iQ .

5.4 Calculul hidraulic al re]elelor de termoficare

5.4.1. No]iuni de realizare a calculului

Un sistem de termoficare cu ap\ fierbinte cuprinde instala]iile de

c\ldur\ amplasate `n CET sau `n CT, instala]iile de pompare, re]eaua de conducte propriu-zis\, constând din conducte magistrale de tur [i retur, punctele termice, `n care se face transferul c\ldurii `n re]elele consumatorilor. Regimul hidraulic al re]elei este determinat de debitul [i presiunea apei.

5.4.2. Calculul hidraulic al re]elelor de temoficare

Elementele necesare pentru efectuarea calculului hidraulic al re]elelor

de termoficare cu ap\ sunt :

!"schema [i configura]ia re]elei ; !"schema de preparare a apei fierbin]i la surs\ ; !"debitele termice de calcul ale consumatorilor ; !"parametrii ini]iali ai agentului termic ; !"dezvoltarea `n perspectiv\ a cererilor de c\ldur\ ale consumatorilor.

Pe baza rezultatelor calculului hidraulic se pot rezolva urm\toarele probleme:

!"elementele economice ale re]elelor de termoficare (investi]ii, consum de metal, volum de lucr\ri de execu]ie) ;

!"alegerea num\rului [i a caracteristicilor pompelor de circula]ie ; !"alegerea schemelor de racordare ale consumatorilor la re]eaua de

termoficare ; !"stabilizarea regimurilor de func]ionare ale re]elei de termoficare.


103

Prin calculul hidraulic de dimensionare se determin\ diametrele

conductelor re]elei [i pierderile de presiune pe fiecare tronson. Prin calculul hidraulic de verificare se stabile[te capacitatea de

transport [i rela]ia debitelor la o re]ea existent\. Regimul hidraulic al unei re]ele de termoficare reprezint\ modul de

repartizare a presiunilor `n toate punctele re]elei la un moment dat. ~n acest scop, pe baza calculului hidraulic, se `ntocmesc graficele de distribu]ie a presiunilor `n re]ea `n regim dinamic (de func]ionare) [i `n regim static.

Regimul dinamic se caracterizeaz\ prin diferen]a de presiune disponibil\ `n fiecare punct al re]elei `ntre conducta de tur [i conducta de retur [i prin `n\l]imea de pompare a instala]iei din CET sau CT.

Regimul static este definit prin presiunea static\ `n re]ea [i prin `n\l]imea de pompare pentru men]inerea acestei presiuni.

Cu ajutorul graficelor de reparti]ie a presiunilor se stabilesc urm\toarele elemente :

!"racordarea instala]iilor consumatorilor de c\ldur\ la re]eaua de

termoficare; !"m\surile de echilibrare hidraulic\ a re]elei de termoficare ; !"dimensionarea racordurilor [i diafragmelor de laminare.

Etapele calculului hidraulic de dimensionare a unei re]ele de

termoficare sunt urm\toarele:

!"calculul debitelor de ap\ fierbinte ale consumatorilor, pe baza sarcinilor termice de calcul [i a temperaturilor nominale ale apei `n conducte ;

!"trasarea grafic\ a schemei conform pozi]iei pe teren a surselor de c\ldur\ [i a consumatorilor ; specificarea pentru fiecare tronson de conducte a debitului de ap\, lungimii [i a diametrului nominal ;

!"determinarea lungimilor echivalente ale rezisten]elor locale ; stabilizarea pierderilor specifice de presiune ; calculul pierderilor totale de presiune, pornind de la CET, CT c\tre ultimul consumator ;

!"trasarea graficului de reparti]ie a presiunilor pentru conducta de ducere [i de `ntoarcere ; pe baza acestor elemente se aleg schemele de racordare a consumatorilor, m\rimea [i locul de amplasare a sta]iilor de pompare.

Schema unei re]ele de termoficare [i graficul de reparti]ie a presiunilor este prezentat\ `n fig.5.6.


con

`n

res pro

`nd

25

Fig. 5.6. Schema unei reţele de termoficare (a) şi graficul de presiune corespunzător (b):

PA-pompă de alimentare; PR-pompă de reţea; SB-schimbător de căldură de bază; SV-schimbător de căldură de vârf; CT-conductă tur; CR-conductă retur;

1…4 – consumatori de căldură

104

Pierderea specific\ de presiune pe conducta de tur spdP ,∆ , respectiv pe

ducta de retur spiP ,∆ sunt :

( ) ( )[ ] echdptrptlrtgspd lPPPPPPP ,0, /∆++−∆+∆+=∆ ,

mPa

; (5.45)

( ) ( )[ ] echigrptlspi lPPPPP ,0, /∆+−+=∆ ,

mPa

, (5.46)

care echdl , , echil , reprezint\ lungimea echivalent\ a conductei de tur,

pectiv, de retur, [m]. Pierderile specifice de presiune recomandate pentru calculul de

iectare a re]elelor de ap\ fierbinte sunt :

!"pentru conductele magistrale de la surs\ la consumatorul cel mai

ep\rtat, 30 … 50 mPa ;

!"pentru ramifica]ii din conductele magistrale [i pentru racorduri <

0 mPa .


105

Calculul hidraulic al re]elelor de termoficare se efectueaz\ cu rela]iile

ob]inute anterior:

!"c\derea specific\ de presiune:

2552

2

811,08s

s

echsp Q

df

dQf

lPP ρρ

π==∆=∆ ,

mPa

; (5.47)

!"rezisten]a specific\ a conductei:

52 811,0df

QP

Ss

spsp =

∆=

ρ, [ ]5−m ; (5.48)

!"diametrul interior, capacitatea de transport [i viteza medie a fluidului:

5 2

28

sp

s

PfQdρπ

ρ= , [m] ; (5.49)

ρπ

fPd

Q sps 8

52 ∆= ,

s

m3; (5.50)

2dQW s

πτ= ,

sm

; (5.51)

!"pentru conductele conectate `n serie c\derea de presiune:

∑=∆ is RQP 2ρ , [Pa] ; (5.52)

!"pierderile de presiune `n re]elele ramificate:

( ) ( ) 22322

2211 ......... nnnn QRQQQRQQQRP ρρρ +++++++++=∆ , [Pa] .

~n cazul re]elei buclate suma algebric\ a debitelor `ntr-un nod al

re]elei este zero:


106

∑ = 0iQ .

Suma algebric\ a pierderilor de presiune `ntr-un contur `nchis al

re]elei este zero:

∑ = 02iiQR .

Rugozitatea ]evilor este k = 0,5 mm, la parametrii apei t = 100 oC,

4,958=ρ 3mkg , 295,0=ν s

m2.

Coeficientul de frecare se calculeaz\ cu formula lui Blasius

25,0Re3163,0=f , (5.53)

pentru Re ≤ 105 [i cu formula lui Davidson

25,0Re063,0=f , (5.54)

pentru Re > 105.

5.4.3. Regimul hidraulic al reţelelor termice

5.4.3.1. Caracteristicile sectoarelor reţelei termice

Regimul hidraulic al reţelei termice se determină prin punctul de intersecţie a caracteristicilor pompelor şi ale reţelei (fig.5.7). Caracteristica hidraulică a reţelei termice prezintă o parabolă pătratică, care se descrie cu ecuaţia [4]:

∆P = S 2V! (5.55)

sau

∆H = S02V! , (5.56)


107

în care ∆P este căderea de presiune, [Pa]; ∆H – pierderile de sarcină, [m]; V! – debitul volumic de apă din reţea, [m3/s]; S – rezistenţa reţelei, [Pa⋅S2/m6]; S0 – rezistenţa reţelei, [m⋅s2/m6]:

gSSρ

=0 , (5.57)

în care ρ este densitatea apei, [kg/m3]; g – acceleraţia căderii libere, [m/s2].

Rezistenţa unui sector separat de conductă prezintă căderea de presiune, [Pa], sau pierderea de sarcină, [m], pe acest sector, raportată la debitul volumic V! =1 m3/s :

25,5)(

dllAS e

sρ⋅+

= ; (5.58)

0(g

AS s=

în care el este lungimea echivalentă a rconstant, care depinde de rugozitatea (As = 0,0894.ke

0,25; pentru ke = 0,0002; respectiv egale cu 0,0106; 0,0133 şi 0,01

5.4.3.2. Caracteristicile hidraul

Caracteristica hidraulică a pomHP, [m], sau a presiunii PP, [Pa], dezvolpompă PV! , [m3/s]. Această caracteristpompei centrifugale poate fi descrisă apr

0PP SHH −=

Fig. 5.7. Caracteristica hidraulică a pompei (1) şi reţelei termice (2)

25,5)

dll e+ , (5.59)

ezistenţelor locale, [m] As-coeficient echivalentă absolută a conductei ke 0,0005 şi 0,001 m valorile As sunt 59).

ice ale pompelor şi reţelelor

pei se numeşte dependenţa sarcinii tată de pompă, de debitul de apă prin ică la turaţia constantă a rotorului oximativ cu ecuaţia [68]:

20 PP V!⋅ , (5.60)


108

în care H0P este sarcina dezvoltată de pompă la PV! = 0; S0P – rezistenţa internă convenţională a pompei [m⋅s2/m6]. Sumarea caracteristicilor pompelor şi ale reţelelor. La conectarea în serie a sectoarelor reţelei rezistenţele acestora se adună (S=S1+S2+…+Sn), iar la conectarea în paralel – se adună conductanţele (a=a1+a2+…+an). Legătura dintre rezistenţă şi conductanţă este dată de următoarele relaţii:

PV

Sa

∆==

!1 ; (5.61)

HV

Sao

!==

0

1 ; (5.62)

221

VP

aS

!

∆== ; (5.63)

221

VH

aS

o

∆== . (5.64)

Caracteristica sumară a pompelor conectate în paralel se trasează prin adunarea debitelor acestora la una şi aceeaşi presiune (fig.5.8, a) Caracteristica sumară a unui număr n de pompe conectate în paralel cu caracteristici egale este descrisă de ecuaţia aproximativă:

( )200 PparPP

parP VnSHH !⋅−= , (5.65)

în care

200 / nSS P

parP = .

Caracteristica sumară a pompelor conectate în serie se trasează prin adunarea presiunilor acestor pompe dezvoltate la unul şi acelaşi debit (fig.5.8, b).


109

Caracteristica sumară a unui număr n de pompe conectate în serie cu caracteristici egale se descrie cu formula aproximativă:

200 PserPP

serP VSHnH !⋅−⋅= , (5.66)

în care P

serP SnS 00 ⋅= .

5.4.4. Echilibrarea re]elelor de termoficare

Stabilitatea hidraulic\ a re]elelor de termoficare reprezint\ capacitatea

acestora de a asigura la consumator debite de fluid `n limite de varia]ie impuse. ~n ipoteza men]inerii constante a rezisten]elor hidraulice, modificarea debitului unui consumator determin\ modificarea pierderilor de presiune [i a presiunilor disponibile la ceilal]i consumatori, `n consecin]\, [i a debitelor aferente acestora. Rezult\ c\ orice modificare a debitului produce `n re]elele f\r\ reglare automat\ varia]ii ale debitelor prestabilite pentru consumator, deci o dereglare hidraulic\.

Debitul de agent termic prin instala]ia unui consumator “i “ este:

Fig. 5.8. Trasarea caracteristicii sumare a pompelor:

a-pentru pompele conectate în paralel; b-pentru pompele conectate în serie


110

iii

ii Pa

RPQ ∆=∆=

ρ , (5.67)

unde 5811,0d

flR echi = este rezisten]a hidraulic\ a aparatului;

ii R

aρ1= -

capacitatea de trecere a instala]iei consumatorului “i”. Dereglarea hidraulic\ yi la consumatorul “i”, la varia]ia debitului

acestuia de la iQ la /iQ se define[te prin raportul :

i

CET

i

ii P

PQQ

y∆

∆==

/

. (5.68)

Stabilitatea hidraulic\ a sistemului `n punctul i se apreciaz\ prin

coeficientul de stabilitate:

21

iCET

ii yP

PK =∆∆= , (5.69)

care are intervalul de varia]ie 10 ≤≤ iK iar valorile limit\ :

!" 1=iK , când CETi PP ∆=∆ ; pierderile de presiune `n re]ea sunt teoretic

nule, re]eaua având stabilitatea maxim\ (orice varia]ie a debitului unui consumator nu modific\ debitele celorlal]i consumatori) ;

!" 0=iK , când 0=∆ iP ; re]eaua este complet instabil\ (orice

modificare local\ produce varia]ia debitelor celorlal]i consumatori).

Din valorile numerice ale coeficientului de stabilitate iK rezult\ c\

stabilitatea hidraulic\ la consumatori este cu atât mai ridicat\ cu cât consumatorul este racordat mai aproape de sursa de c\ldur\ CET, CDP, CT [i invers stabilitatea este cu atât mai redus\ cu cât consumatorul este racordat mai departe de surs\ ( CETi PP ∆<<∆ ).

Pentru m\rirea stabilit\]ii hidraulice a re]elei de termoficare se pot lua o serie de m\suri:

!"proiectarea tronsoanelor de re]ea cu debite variabile pentru pierderi de


presiune foarte mici; !"prevederea pe racorduri de elevatoare [i de diafragme care m\resc

rezisten]a hidraulic\ R ; !"reducerea sec]iunii arm\turilor de reglare ; !"legarea `n serie a unor consumatori de c\ldur\ ; !"prevederea de dispozitive de reglare pentru surplusul de presiune.

Aceste m\suri de cre[tere a stabilit\]ii hidraulice asigur\ `nbun\t\]irea

aliment\rii cu c\ldur\ (debit de fluid), economie de energie de pompare, capacitate m\rit\ de transport a re]elei, evitarea circula]iilor inutile de agent termic.

Tronsoanele unei re]ele de termoficare [i deci rezisten]ele hidraulice corespunz\toare pot fi legate `n serie (fig. 5.9, a) sau `n paralel (fig.5.9, b).

din n reziste

Fig. 5.9. Legarea tronsoanelor unei reţele de termoficare:

a-în serie; b-în paralel

111

Capacitatea echivalent\ de trecere tota a unui sector de re]ea format

consumatori lega]i `n serie poate fi determinat din rela]ia `nsum\rilor n]elor hidraulice ale consumatorilor:


112

ntot SSSS ρρρρ +++= ...21 , (5.70)

de unde rezult\

222

21

21...111

ntot aaaa+++= ; (5.71)

222

21 ...

1−−− +++

=n

totaaa

a . (5.72)

Pentru un tronson de re]ea format din n consumatori lega]i `n paralel capacitatea echivalent\ de trecere este:

ntot aaaa +++= ...21 . (5.73)

Echilibrarea re]elelor de termoficare se efectueaz\ `n vederea m\ririi stabilit\]ii hidraulice a re]elelor de termoficare. Regimul de presiuni `ntr-o re]ea de termoficare se stabile[te astfel `ncât s\ asigure alimentarea corespunz\toare din punct de vedere hidraulic al celui mai `ndep\rtat consumator. Ca urmare, la marea majoritate a consumatorilor diferen]a de presiune `ntre conducta de ducere (tur) [i cea de `ntoarcere (retur), este mai mare decât cea necesar\. Prin realizarea unei distribu]ii corespunz\toare a agentului termic este necesar\ consumarea surplusului de presiune disponibil\, opera]ie denumit\ echilibrarea re]elei de termoficare. Echilibrarea ini]ial\ a re]elei se face `n faza de proiectare a acesteia. Ea se realizeaz\ prin dimensionarea racordurilor, astfel `ncât s\ se consume presiunea disponibil\, sau prin introducerea unor rezisten]e hidraulice locale (diafragme de laminare). Configura]ia unei re]ele de termoficare se schimb\ `n timp, regimul de presiuni modificându-se `n diverse puncte. Periodic (de obicei, anual) se reface echilibrarea re]elei prin diafragmarea acesteia. Diafragmele se prev\d la consumatori sau pe racordurile acestora. Diafragmarea se face, de preferin]\, pe racordul tur pân\ când presiunea acestuia devine mai mic\ decât presiunea maxim\ admisibil\ `n instala]iile punctului termic sau `n instala]iile interioare racordate direct. Diafragmarea pe racordul retur se face `n toate cazurile `n care presiunea pe conducta magistral\ de retur are o valoare mai mic\ decât cea


113

necesar\ evit\rii golirii instala]iilor racordate direct sau când presiunea pe racordul tur ar trebui s\ scad\ `n urma echilibr\rii sub valoarea minim\ de vaporizare a agentului termic. Dimensionarea diafragmelor de laminare const\ `n stabilirea diametrului orificiului [i a grosimii diafragmei. Normativele recomand\ ca pe o diafragm\ s\ se lamineze cel mult 0,3 MPa pentru re]ele urbane [i 0,1 MPa pentru re]ele industriale. Valori mai mari ale excesului de presiune disponibil\ se lamineaz\ prin baterii de diafragme inseriate. Echilibrarea hidraulic\ a re]elei prin diafragmare se consider\ corect\ dac\ diferen]a `ntre presiunea disponibil\ existent\ la consumator [i valoarea necesar\ acestuia este mai mic\ de 1 %.

5.5. Calculul hidraulic al conductelor [i re]elelor de abur

5.5.1. Elemente generale

~n calculul hidraulic al conductelor de abur trebuie luate `n considerare atât presiunea [i temperatura, cât [i umiditatea. Calculul hidraulic al conductelor de abur cuprinde trei etape pricipale :

!"alegerea vitezei aburului ; !"determinarea diametrului conductei ; !"calculul pierderii de presiune.

La dimensionarea conductelor de abur trebuie avut\ `n vedere atât

siguran]a de func]ionare, cât [i reducerea maxim\, justificat\ economic, a pierderilor de presiune [i de temperatur\ ale aburului de-a lungul conductei. Sunt necesare calculele de optimizare, astfel `ncât transportul aburului prin conducta sa se efectueaz\ cât mai economic.

5.5.2. Alegerea vitezei aburului

Viteza aburului prin conducte se alege pe baza unui calcul tehnico-

economic care cuprinde elementele principale specifice relatate mai sus. ~n plus, trebuie considerate urm\toarele particularit\]i:

!"la parametri `nal]i densitatea aburului cre[te, fapt care m\re[te

pierderea de presiune ; !"pe conductele de abur se monteaz\ arm\turi, piese de deriva]ie [i de

compensare a dilat\rilor termice, elemente care introduc rezisten]e hidraulice


114

suplimentare care depind de 2w ; !"̀n cazul centralelor termoelectrice se recomand\ efectuarea acestui

calcul tehnico-economic, care s\ compare costurile suplimentare aferente m\ririi diametrului cu economiile care apar datorit\ reducerii consumului specific de combustibil. Aceast\ optimizare se poate face pentru conductele principale de abur cazan-turbin\, deoarece aceste conducte se realizeaz\ din materiale scumpe.

5.5.3. Calculul conductelor lungi

Pentru calculul conductelor de abur din centralele termice se

recomand\ urm\toarele valori ale vitezei:

!"conducte de abur viu cazan-turbin\ - 50… 70 sm ;

!"conducte diverse - 40… 60 sm ;

!"conducte de abur saturat - 20… 40 sm .

~n cazul conductelor lungi de transport trebuie luat\ `n considera]ie

varia]ia densit\]ii aburului de-a lungul conductei. Coeficientul de frecare f poate fi determinat cu urm\toarele rela]ii:

!"formula lui Biel-Fritzsche:

148,00561,0 −⋅= Gf , (5.74) unde debitul de abur G se exprim\ `n [ ]hkg ;

!"formula lui Babcock-Wilcox pentru abur supra`nc\lzit:

+⋅=

df 9210108,0 , (5.75)

unde d este diametrul interior al conductei, [mm].

5.5.4. Conducte lungi de abur ~n cazul varia]iei densit\]ii aburului de-a lungul conductei, calculul


115

pierderii de presiune se poate calcula `ntocmind un algoritm de calcul care s\ ia `n considerare varia]iile simultane a presiunii, temperaturii [i densit\]ii aburului.

Cunoscând pierderea specific\ de c\ldur\ [ ]mWq, , c\derea

temperaturii aburului pe conducta cu lungimea echivalent\ termic l/ este:

( )psCGqlt

/

=∆ , [oC] , (5.76)

`n care debitul de abur Gs se exprim\ `n [ ]skg . Densitatea aburului `ntr-un punct oarecare de pe conduct\ este:

,1

1

22

2

1

11 qlTCG

TCGpp

TTT

pp

ps

ps

−⋅=

∆−= ρρρ ,

3mkg

. (5.77)

Pierdea de presiune la conductele de abur:

( )

−−=∆ 5,

11

2

1 11dP

fGlPPρ

, [Pa] (5.78)

sau

−+=∆ 11 5,

22

2

2 dPfGlPPρ

, [Pa] , (5.79)

`n care 21, PP este presiunea ini]ial\ a aburului, [Pa]; G - debitul de abur,

[ ]skg ; l - lungimea conductei (pentru conducte cu rezisten]e locale l se va

`nlocui cu lungimea echivalent\ a conductei .echl ), [m]; 1ρ - densitatea ini]ial\

a aburului, [ ]3mkg ; d - diametrul interior al conductei, [m]. Din formulele prezentate mai sus rezult\ ca luarea `n considerare a

varia]iei densit\]ii aburului de-a lungul conductei, conduce la valori mai mari ale pierderii de presiune, decât valorile rezultate prin aplicarea rela]iilor de calcul ale pierderii de presiune P∆ , relatate mai sus, cu =ρ const. Sc\derea temperaturii cu t∆ influen]eaz\ pierderea de presiune `n sensul reducerii


116

acesteia, deoarece la r\cirea aburului volumul specific al acestuia se mic[oreaz\.

5.5.5. Calculul hidraulic al re]elelor de abur

Principala particularitate a calculului hidraulic al conductelor de abur

const\ `n determinarea pierderilor de presiune cu considerarea pierderilor de c\ldur\ `n mediul ambiant, a sc\derii temperaturii [i a varia]iei densit\]ii aburului.

Pentru fiecare tronson de conduct\ se admit `n calcul parametrii medii ai ai aburului, determina]i de urm\toarele rela]ii:

!"densitatea medie:

( )215,0 ρρρ +⋅=m , [ ]3mkg , (5.80)

unde 21, ρρ sunt densitatea ini]ial\, respectiv, final\ a aburului pe tronsonul

considerat, [ ]3mkg ; !"reducerea de temperatur\ a aburului supra`nc\lzit:

( )psCGQt ∆=∆ , [oC] , (5.81)

unde Q∆ sunt pierderile de c\ldur\ ale conductei, [W]; Gs - debitul de abur,

[ ]skg ; Cp - c\ldura specific\ medie a aburului supra`nc\lzit, [ ]KkgJ ⋅ ; !"pierderile de c\ldur\ ale conductei `n mediul ambiant:

( ) lTTKQ ml ⋅−⋅=∆ 0 , [W] , (5.82)

`n care lK este pierderea specific\ de c\ldur\ a conductei izolate ,

[ ]KmW ⋅ ; mT - temperatura medie a aburului `n conduct\, [oC]; 0T -

temperatura mediului ambiant, [oC]; l - lungimea conductei, [m]. Pentru calculul re]elelor de `nc\lzire de joas\ presiune (P = 1,04 bar,

x = 0,94, 67,0=ρ [ ]3mkg ), rezult\ urm\toarele formule pentru stabilirea pierderilor specifice de presiune :


117

( )75,4

75,104,12770

dG

P hSP

⋅⋅=∆ ,

mkPa

, dac\ Re ≤ 105 ; (5.83)

( )25,5

204,16180

dGP h

SP⋅

⋅=∆ ,

mkPa

, dac\ Re > 105, (5.84)

`n care Gh se exprim\ `n [ ]hkg , iar d `n [mm]. Pentru calculul hidraulic al re]elelor de abur saturat [i supra`nc\lzit cu presiunea P = 0,2… 105 MPa, pentru Re > 105 pot fi folosite urm\toarele formule de calcul:

!"pentru abur saturat

25,5

222

21

40,1d

lGpp echh ⋅⋅=− ; (5.85)

!"pentru abur supra`nc\lzit:

25,5

222

21

00366,0d

TlGpp echh ⋅⋅⋅=− , (5.86)

`n care T este temperatura absolut\ a aburului supra`nc\lzit, [K] ; 21 , pp se

exprim\ `n [MPa]; Gh - `n [ ]hkg ; echl - `n [m]; d - `n [mm]. Pentru determinarea debitului de abur saturat transportat prin

conducte este necesar\ stabilirea cantit\]ii de condensat g format, folosind rela]ia:

( ) ( )

rttKdg satset 016,3 −⋅⋅⋅−⋅

=πη

,

⋅ hmkg

, (5.87)

`n care tη este randamentul izola]iei termice (se admite 8,0=tη ) ; r -

c\ldura de vaporizare, [ ]kgkJ ; ed - diametrul exterior al conductei, [m];

0, ttsat - temperatura de satura]ie, respectiv a mediului ambiant, [oC]; Ks -

coeficientul de schimb de c\ldur\ cu mediul ambiant, calculat cu rela]ia


118

sats tK ⋅+= 051,04,8 ,

⋅ KmW2 . (5.88)


119

CAPITOLUL 6

CALCULUL TERMIC AL RE}ELELOR DE CONDUCTE

DE TERMOFICARE

6.1. No]iuni de baz\

~n func]ie de temperatura fluidului transportat `n re]elele de termoficare se deosebesc dou\ categorii de conducte izolate termic [11,13,66]:

1) conducte pentru fluide calde, la care izola]ia termic\ are drept scop

reducerea pierderilor de c\ldur\ [i de temperatur\ c\tre mediul ambiant [i asigurarea unor temperaturi ale suprafe]ei exterioare a conductelor `n conformitate cu normele de protec]ie a muncii;

2) conducte pentru lichide cu temperatura apropiat\ de temperatura ambiant\, prev\zute cu izola]ie termic\, `n scopul evit\rii congel\rii lichidelor transportate la temperaturi sc\zute ale mediului `nconjur\tor.

Transferul de c\ldur\ prin peretele conductei se desf\[oar\ prin urm\toarele procese [95,96]:

!"prin convec]ie termic\ `ntre fluidul transportat [i peretele interior al conductei ;

!"prin conduc]ie termic\ prin peretele conductei izolate, alc\tuit din stratul metalic, izola]ia termic\ de baz\ [i un strat protector exterior;

!"prin convec]ie [i eventual radia]ie termic\ `ntre suprafa]a exterioar\ a conductei [i mediul ambiant.

Exist\ `ns\ [i cazuri mai complicate de transfer al c\ldurii prin conducte izolate termic:

!"conducte `ngropate `n sol cu sau f\r\ canal ; !"conducte `nc\lzite de conducte `nso]itoare.

Principalele m\rimi [i rela]ii folosite `n calculul transferului c\ldurii

`ntre dou\ fluide separate prin pere]i cilindrici [4,11,13,66,108] sunt

Capitolul 6. Calculul termic al reţelelor de conducte de termoficare

120

prezentate `n continuare :

!"rezisten]a termic\ la convec]ie : ( )απdR cv

1,1 = ;

!"rezisten]a termic\ la conduc]ie : i

ecd d

dR ln2

1,1 πλ

= ;

!"rezisten]a termic\ total\ : ∑ ∑+= cvcd RRR ,1,11 ;

!"coeficientul global de schimb de c\ldur\ : 1

11R

K = ;

!"fluxul termic unitar : 1

11 RttKq ∆=∆= ;

!"fluxul termic : LqQ 1= ;

!"temperatura `ntr-un punct : xccx Rqtt −±= ,11 ,

`n care λ este conductivitatea termic\ a materialului peretelui, [ ( )KmW ⋅ ]; α - coeficientul de convec]ie fluid - perete sau perete - fluid, [ ( )KmW ⋅2 ];

ie ddd ,, - diametrul peretelui cilindric, respectiv diametrul exterior,

diametrul interior, [m] ; ct - temperatura cunoscut\ `ntr-un punct de referin]\,

[oC] ; xcR −,1 - rezisten]a termic\ la transferul c\ldurii, prin peretele cilindric

`ntre punctele cu temperatura, ct [i xt , [ ]WKm ⋅ ; la calculul temperaturii

semnul “+” corespunde cazului cx tt > , iar semnul “-” cazului cx tt < .

Transferul de c\ldur\ `ntre fluidul transportat [i peretele interior al conductei are urm\toarele rela]ii de calcul:

( )pifiil ttdq −= απ ,

mW

; (6.1)

iili dR

απ1= ,

⋅WKm

. (6.2)

Coeficientul de convec]ie iα `ntre fluidul transportat [i peretele

interior al conductei se stabile[te cu rela]ii criteriale empirice. Valorile orientative ale coeficientului iα pentru câteva fluide sunt urm\toarele:


121

!"gaz [i abur supra`nc\lzit de joas\ presiune 300...10=iα [ ]KmW 2 ;

!"abur supra`nc\lzit de `nalt\ presiune 5000...1500=iα [ ]KmW 2 ;

!"ap\ 15000...1500=iα [ ]KmW 2 ;

!"produse petroliere lichide 1000...130=iα [ ]KmW 2 .

La curgerea turbulent\ prin conducte cilindrice a gazelor [i lichidelor

f\r\ schimbarea st\rii de agregare coeficientul de convec]ie iα se calculeaz\

cu rela]ia:

43,08,0 PrRe021,0 ⋅⋅=Nu , (6.3)

`n care Nu, Re [i Pr reprezint\ criteriile Nusselt, Reynolds [i Prandtl, calculate la tempertura fluidului tf. Transferul de c\ldur\ prin peretele conductei izolate termic are loc prin conduc]ie termic\ succesiv prin peretele metalic al conductei (indice “p”), prin unul sau mai multe straturi de izola]ie termic\ (indice “iz”) [i prin stratul protector exterior (indice “sp”), `ntre temperatura peretelui interior al conductei pit [i temperatura suprafe]ei exterioare a stratului protector et ,

rela]ia principal\ de calcul fiind:

( )∑ ++

−=

lsplizlp

epil RRR

ttq ,

mW

. (6.4)

Rezisten]a termic\ a peretelui conductei este:

i

e

plp d

dR ln

21πλ

= . (6.5)

Conductivitatea termic\ pλ a peretelui metalic al conductelor are

valori ridicate, pλ =15...60 KmW

⋅ , din care cauz\ rezisten]a termic\ Rlp

reprezint\ mai pu]in de 1% din rezisten]a termic\ total\ [i `n calcule se neglijeaz\. Rezisten]a termic\ a stratului de izola]ie termic\ este:


122

e

iz

izliz d

dR ln

21πλ

= ,

⋅WKm

, (6.6)

`n care diz este diametrul exterior al stratului izolat termic, [m]. Propriet\]ile cele mai importante ale materialelor izolante utilizate sunt:

!"densitatea, ρ , [ ]3mkg ; !"temperatura maxim\ de utilizare, t , [oC]; !"conductivitatea termic\, izλ , [ ]KmW ⋅ .

Conductivitatea termic\ a materialului stratului izolant izλ este

exprimat sub forma unor dependen]e analitice de tipul mbta +=λ , `n care a

[i b sunt constante care depind de natura materialului, iar mt este temperatura

medie a stratului izolant. Stratul principal de izola]ie se acoper\ la exterior cu un strat protector

realizat sub forma unui `nveli[ metalic (tabl\ vopsit\, tabl\ zincat\, tabl\ de aluminiu) sau sub forma unui strat de tencuial\ din ciment pe baz\ de azbest cu rezisten]a termic\:

iz

e

splsp d

dR ln

21πλ

= ,

⋅WKm

, (6.7)

`n care spλ este conductivitatea termic\ a stratului protector, [ ]KmW ⋅ ; ed -

diametrul exterior al stratului protector, [m]. ~n cazul unui `nveli[ protector metalic, rezisten]a termic\ Rlsp se poate neglija `n compara]ie cu celelalte rezisten]e termice. ~n celelalte cazuri rezisten]a termic\ Rlsp a stratului de tencuial\ reprezint\ pân\ la 20 % din rezisten]a termic\ total\. Transferul de c\ldur\ `ntre suprafa]a exterioar\ a izola]iei termice [i mediul ambiant are loc prin convec]ie termic\, fluxul termic liniar calculându-se cu rela]ia:

( )00 ttd

Rtt

q eeele

el −⋅=

−= απ ,

mW

, (6.8)


123

`n care et este temperatura suprafe]ei exterioare a izola]iei termice, [oC]; 0t -

temperatura mediului ambiant, [oC];ee

le dR

απ1= - rezisten]a termic\ a

schimbului de c\ldur\ cu mediul ambiant, [ ]WKm ⋅ ; ed - diametrul exterior

al conductei izolate, [m]. Coeficientul de schimb de c\ldur\ `ntre suprafa]a exterioar\ a izola]iei

termice [i mediul ambiant eα se compune din coeficientul de convec]ie cα [i

coeficientul echivalent de radia]ie rα , conform rela]iei :

rce ααα += ,

KmW2 . (6.9)

~n mod obi[nuit, valorile coeficientului eα sunt cuprinse `ntre 4 [i 45

KmW

2 .

Coeficientul de convec]ie cα se poate calcula cu urm\toarele formule:

!"pentru conducte orizontale `n `nc\peri sau canale, dac\

23 108,9 −⋅>⋅∆ cdt ,

366,1 tc ∆⋅=α ,

KmW2 , (6.10)

iar dac\ 632 105,6108,9 −− ⋅>⋅∆≥⋅ cdt ,

437,1c

c dt∆⋅=α ,

KmW2 , (6.11)

`n care t∆ este diferen]a de temperatur\ `ntre suprafa]a izola]iei [i aerul ambiant. Coeficientul echivalent de radia]ie rα se calculeaz\ cu rela]ia:


124

0

44

100100

tt

ToTec

e

r

r −

−

=α ,

KmW2 , (6.12)

`n care rc este coeficientul de radia]ie a suprafe]ei conductei, [ ]42KmW .

6.2 Calculul conductelor de termoficare

Se consider\ cazul general al

unei conducte izolate termic cu dou\ straturi (stratul de izola]ie de baz\ [i stratul protector), prin care circul\ un fluid cu temperatura ft , `n regim

termic sta]ionar (fig. 6.1). Fluxul de c\ldur\ transmis de

fluid mediului ambiant reprezint\ pierderea de c\ldur\ a conductei.

Fluxul termic unitar liniar este:

=+++

−=∆=

lelizlpli

f

ll RRRR

ttRtq 0

e

iz

izi

e

pii

f

dd

dd

d

tt

πλπλαπln

21ln

211

0

++

−

Temperaturile intermediare pi tt ,,

( lellilfi RqtRqtt +=−= 0

( )lplilfp tRRqtt =+−= 0

( lilplilfiz RRRqtt ++−=

Fig. 6.1. Transferul căldurii prin conducta izolată termică

eeiz

c

sp ddd

αππλ1ln

21 ++

. (6.13)

eiz tt , se calculeaz\ cu rela]iile:

)lplizlsp RRR +++ ; (6.14)

( )lizlsplel RRRq +++ ; (6.15)

) ( )lsplelz RRqt ++= 0 ; (6.16)


125

( ) lellsplizlplilfe RqtRRRRqtt +=+++−= 0 . (6.17)

Pierderile totale de c\ldur\ Qt a unei conducte sunt:

clt LqQ ⋅= , [W] , (6.18)

`n care lq este pierderea specific\ liniar\ de c\ldur\, [ ]mW ; CL -

lungimea de calcul (echivalent\) a conductei, [m].

6.3 Diametrul critic al izola]iei termice

Se consider\ un perete cilindric izolat termic la care, pentru simplificare, se neglijeaz\ rezisten]a termic\ a stratului protector (fig. 6.2, a).

~n cazul valorilor constante ale tuturor caracteristicilor fizice [i a

coeficien]ilor de schimb de c\ldur\, rezult\ c\ fluxul unitar lq [i rezisten]a

termic\ total\ Rl sunt dependente de diametrul exterior al izola]iei termice

izd , respectiv de grosimea izola]iei termice izδ . ~n aceste condi]ii rezisten]ele

Fig. 6.2. Determinarea grosimii critice a izolaţiei termice la peretele cilindric (a), în funcţie de variaţia rezistenţelor termice (b)


126

termice Rli [i Rlp au valori constante (fig. 6.2, b).

Fluxul termic unitar lq este maxim atunci când Rl devine minim.

Egalând cu zero prima derivat\ a rela]iei

lelizlpleize

iz

izi

e

piil RRRR

ddd

dd

dR +++=+++=

αππλπλαπ1ln

21ln

211

(6.19)

`n raport cu izd :

( ) ( ) ( ) ( )01

21

2 =−==

∂∂

+∂∂

==∂

∂

ecrizcrizizcriziziz

le

iz

liz

criziziz

l

dddddR

dR

dddR

απλ

ob]inem rela]ia de calcul a diametrului critic al izola]iei:

( )e

izcrizd α

λ⋅=

2 . (6.20)

Din ultima rela]ie [i diagrama Rl = f (diz) [i ( )izdfq = (fig. 6.2, b) se

poate trage concluzia c\ stratul de izola]ie dintre diametrul critic al izola]iei ( )crizd [i diametrul exterior al conductei, fiind plasat pe conduct\, reduce

rezisten]a termic\ total\ Rl , m\rind astfel fluxul termic liniar, [i deci, pierderile de c\ldur\. S-a ajuns la un paradox : acoperirea conductei cu un strat de izola]ie conduce nu la reducerea, ci la m\rirea pierderilor de c\ldur\. Aceasta se `ntâmpl\ `n cazul alegerii inoportune a izola]iei cu conductivitatea

izλ prea mare.

Pentru evitarea acestei situa]ii este necesar ca diametrul critic al izola]iei s\ fie ( ) ecriz dd ≤ , [i deci, `n acest caz un strat de izola]ie de orice

grosime fiind plasat pe suprafa]a conductei va conduce la cre[terea rezisten]ei

termice totale Rl [i la reducerea fluxului termic unitar lq .

Pentru ca ( ) ecriz dd ≤ , trebuie aleas\ izola]ia care s\ aib\

conductivitatea termic\ respectiv\:

2ee

izd αλ ≤ . (6.21)


127

De men]ionat c\ pentru conductorii electrici se pune problema `n sens invers : m\rirea intensit\]ii curentului prin conductor este posibil\, dac\ este utilizat\ o izola]ie electrico-termic\ adecvat\ care s\ m\reasc\ fluxul termic unitar cedat mediului ambiant, `n conformitate cu conductorul neizolat. Deci `n acest caz diametrul critic al izola]iei izd trebuie s\ dep\[easc\ diametrul

exterior al conductorului ed , de unde rezult\ pentru conductivitatea termic\ a

izola]iei:

2ee

izd αλ > . (6.22)

6.4. Calculul grosimii izola]iei termice

Acest calcul se face `n func]ie de condi]iile de exploatare impuse.

6.4.1. Calculul grosimii izola]iei termice pentru o pierdere de c\ldur\ dat\

Pentru conductele cu un strat de izola]ie de baz\ [i cu un strat

protector exterior, rezisten]a total\ Rl se compune din:

l

flelsplizlplil q

ttRRRRRR 0−

=++++= . (6.23)

Explicitând rezisten]a termic\ a izola]iei Rliz , se ob]ine:

( ) ( )lelsplplil

flelsplplil

e

iz

izliz RRRRq

ttRRRRR

dd

R+++−

−=+++−== 0ln

21πλ

, (6.24)

de unde se determin\ grosimea izola]iei, considerând, `n prima etap\, rezisten]a termic\ a stratului protector Rlsp = 0:

( ) ( )[ ]lelplife

iz RRRqIttizdd

++−−= 02ln πλ . (6.25)

Cu raportul eiz dd calculat se determin\ grosimea izola]iei:


128

( )

−=−= 1

21

21

e

izeeiziz dd

dddδ . (6.26)

Tabelul 4.1.

Alegerea grosimii izola]iei

Conductivitatea termic\ a stratului de izola]ie, izλ , KmW

⋅

Grosimea

stratului de izola]ie,

izδ , mm 0,07 0,09 0,11 0,13 0,15 0,17

10 2

2

3

4

4

5

15

3

4

5

6

6

7

20

4

5

6

7

8

9

~n a doua etap\, ]inând seama de existen]a stratului protector, se mic[oreaz\ m\rimea izσ , [ ]mm , cu corec]ia spσ , [ ]mm , ob]inându-se

grosimea real\ a izola]iei termice:

spiziz δδδ −=/ , [mm]. (6.27)

Corec]ia spσ recomandat\ pentru materialul protector azbociment se

d\ `n tabelul 4.1.

6.4.2. Calculul grosimii izola]iei pentru o temperatur\ dat\ la suprafa]a acesteia

Respectarea normelor de protec]ie a muncii pentru personalul de

deservire urm\re[te asigurarea unor temperaturi prescrise la suprafa]a izola]iei termice, care se admite, de regul\, egal\ cu 50…55 oC.

~n mod frecvent rezisten]ele termice liR [i lpR pot fi neglijate `n


129

calcul. ~n acest caz fluxul termic liniar la suprafa]a exterioar\ a izola]iei poate fi calculat cu rela]ia :

eiz

e

e

iz

iz

efl

d

tt

ddtt

q

αππλ1

ln2

10−

=−

= , (6.28)

care poate fi modificat\ `n felul urm\tor:

eeiz

e

e

iz

e

iz

ef

d

tt

dd

dd

tt

αλ 12ln

0−=

−, (6.29)

de unde se ob]ine

( )0

2lnttd

ttdd

dd

eee

efiz

e

iz

e

iz

−−

=α

λ , (6.30)

unde 0,, ttt ef sunt temperatura fluidului de transport, respectiv suprafe]ei

izola]iei [i a mediului ambiant. Solu]ionând ecua]ia constxx =ln , `n care eiz ddx = , se determin\

grosimea izola]iei

−⋅⋅= 15,0

e

izeiz dd

dδ (6.31)

[i `n caz de necesitate se corecteaz\ cu m\rimea spσ

spiziz δδδ −=/ . (6.32)

6.4.3. Calculul grosimii izola]iei la o c\dere dat\ de temperatur\ a

agentului termic Reducerea temperaturii agentului termic, ca urmare a pierderilor de c\ldur\, poate fi impus de nivelul de temperatur\ al sursei [i al


130

consumatorului de c\ldur\. Conducte care transport\ lichide. Bilan]ul termic al conductei se reprezint\ cu rela]ia:

( ) ( )

eize

iz

iz

CfmffPS

ddd

LttttcG

αππλ1ln

21

021

+

⋅−=− , (6.33)

de unde rezult\ rela]iile de calcul

xRRxx lleiz

⋅=+⋅ ln2

1πλ

; (6.34)

( )

( )21

0

ffPS

Cfml ttcG

LttR

−⋅−

= , (6.35)

care solu]ionându-le, se determin\ eiz ddx = , `n care ( )215,0 fffm ttt += ;

eele dR απ1= ; CL - lungimea de calcul a conductei, m ; 21, ff tt -

temperatura fluidului la intrarea, respectiv la ie[irea din conduct\; 0t -

temperatura mediului ambiant; SG - debitul de fluid [ ]skg ; Pc - c\ldura

masic\ la presiune constant\, [ KkgkJ ⋅ ]; ed - diametrul exterior al

conductei utilizate, [m]. Grosimea izola]iei se calculeaz\ cu rela]ia:

−= 1

21

e

izeiz dd

dδ ,

considerând [i corec]ia spδ pentru stratul protector,

spiziz δδδ −=/ .

Conducte pentru transportarea aburului. ~n cazul conductelor de abur supra`nc\lzit trebuie considerat\ [i rezisten]a termic\ interioar\ liR [i

deci, rela]ia bilan]ului termic va deveni urm\toarea:


131

( ) ( )

eize

iz

izli

CfmffS

ddd

R

LtthhG

αππλ1ln

21

021

++

⋅−=− , (6.36)

`n care 21 , ff hh sunt entalpiile aburului la `nceputul conductei, respectiv la

sfâr[itul acesteia.

Notând ( )

( )21

0

ffS

Cfml hhG

LttR

−⋅⋅−

= , se ob]ine formula de calcul:

( ) xRRRx lilleiz

⋅−=+ln2

1πλ

. (6.37)

Din solu]ia ultimei ecua]ii e

iz

ddx = , substituind ( )215,0 fffm ttt += ,

eele dR

απ1= ,

iili dR

απ1= , se ob]ine rela]ia de calcul al grosimii izola]iei:

−= 1

21

e

izeiz dd

dδ .

Considerând [i corec]ia spδ pentru stratul protector,


La transportul aburului `n conductele lungi este posibil, datorit\ sc\derii temperaturii pe conduct\, s\ apar\ starea de satura]ie. Lungimea conductei pe care se pierde c\ldura de supra`nc\lzire a aburului se ob]ine din formula:

0

01lntttt

cGRLsat

fPSlC −

−= . (6.38)


132

}inând seama de arm\turi [i de sus]inerea conductei, cunoscând lungimea de calcul CL , se poate calcula lungimea geometric\ L .

6.4.4. Calculul grosimii izola]iei pentru prevenirea congel\rii lichidelor

transportate

~n cazul conductelor amplasate `n medii cu temperaturi sc\zute, la oprirea circula]iei agentului termic izola]ia termic\ `ntârzie congelarea lichidului transportat. Timpul dup\ care apare `nghe]area lichidului sta]ionat `n conduct\ se determin\ pe baza unui bilan] termic `ntre c\ldura acumulat\ `n lichid, `n peretele conductei [i `n izola]ie [i pierderea de c\ldur\ `n mediul `nconjur\tor pe perioada de sta]ionare. C\ldura acumulat\ `n izola]ie se neglijeaz\ [i se admite o r\cire a lichidului pân\ la temperatura de `nghe]are cu o solidificare par]ial\ pe 25 % din sec]iunea conductei.

Timpul maxim admisibil de sta]ionare a lichidului `n conducta izolat\ se calculeaz\ cu rela]iile :

1. C\ldura transmis\ prin izola]ia termic\ de la fluidul transportat mediului ambiant:

( )l

Sf

RttttK

q2

001

−+−⋅= ; (6.39)

2. C\ldura r\cirii fluidului [i a peretelui de la temperatura fluidului

ft la temperatura de solidificare St :

( )( )

360011 ⋅

−+=

τρρ Sfpppfff ttcVcV

q . (6.40)

Timpul r\cirii 1τ a fluidului [i a peretelui pân\ la temperatura de

solidificare St , `n ore este:

( )( )

( )01 23600

2tttK

ttcVcVR

Sf

Sfpppfffl

−+⋅⋅−+

=ρρ

τ , [h]. (6.41)

Timpul necesar congel\rii a 25 % din fluid se determin\ cu rela]ia:


133

2

0

360025,0

τρ⋅

⋅=

− sfff

l

S rcVRtt

K , (6.42)

din care rezult\ timpul necesar congel\rii 2τ :

( )02 3600

25,0ttK

RrV

S

lSf

−⋅⋅⋅

=τ , [h]. (6.43)

Timpul total maxim admisibil:

( )( )( ) ( )00

21 360025,0

236002

ttKRV

tttKttcVcVR

S

lff

Sf

Sfpppfffl

−⋅⋅⋅

+−+⋅⋅

−+=+=

τρρτττ , [h], (6.44)

din care rezult\ rezisten]a termic\ total\ lR necesar\:

( )( )[ ]00

25,02

23600

ttrV

tttcVcVtt

KR

S

Sff

Sf

pppfffSfl

−⋅

+−+

+−⋅⋅= ρρρτ

, (6.45)

`n care ft este temperatura lichidului, [oC]; 0t - temperatura de calcul a

aerului ambiant, [oC]; pp c,ρ - densitatea [i capacitatea termic\ a materialului

peretelui; Propriet\]ile fizice ale fluidului la temperatura de solidificare St sunt:

fρ - densitatea, [ 3mkg ]; fc - c\ldura specific\, [ ( )KkgkJ ⋅ ]; Sr -

c\ldura latent\ de solidificare, [ kgkJ ]; pf VV , - volumul de lichid `n

conduct\, respectiv, volumul peretelui metalic al conductei, raportate la 1 m lungime, [ mm3 ]; K - coeficient care ]ine cont de pierderile suplimentare de c\ldur\ prin elementele de sus]inere a conductei, care are urm\toarele valori: pentru `nc\peri (hale) K = 1,2; pentru conducte `n aer liber K = 1,25; pentru condi]ii meteorologice deosebit de greleK = 1,3…1,4.

~n cazul conductelor de ap\ ( ,1000 3mkgf =ρ

( )KkgkJc f ⋅= 4187 ; 0=StoC; kgkJrS

51035,3 ⋅= ) din o]el


134

( )( )KkgkJcmkg pp ⋅== 482,7850 3ρ , formula de calcul a lui lR

poate fi scris\ sub o form\ simplificat\:

( )

⋅−

−⋅+⋅=

00

1029,0

tV

ttVVt

KRf

f

pffl

τ. (6.46)

Rela]ia de calcul al diametrului izola]iei este:

xRRxx lleiz

⋅=+⋅ ln2

1πλ

, (6.47)

`n care

e

iz

ddx = ;

eele dR

απ1= .

Grosimea izola]iei se calculeaz\ cu rela]ia:

−= 1

21

e

izeiz dd

dδ .

Considerând [i corec]ia spδ pentru stratul protector, ob]inem:


6.5 Calculul conductelor subterane

Amplasarea subteran\ a conductelor de termoficare se poate realiza `n

trei moduri diferite:

!"̀ngropat `n teren f\r\ canal (fig.6.3, a); !"̀n canale nevizitabile de dimensiuni reduse (fig.6.3, b); !"̀n canale vizitabile.


135

6.5.1. Conducte `ngropate `n teren (f\r\ canal)

a) Re]ea monotubular\. Diametrul izola]iei se determin\ din ecua]ia fluxului liniar de c\ldur\:

=

−+

−=

=+

−=

+−

=

e

iz

esole

iz

iz

solf

izsole

iz

iz

solf

lsolliz

solf

dd

dh

dd

ttdh

dd

ttRRtt

q

ln4ln2

1ln2

1

4ln2

1ln2

11

πλπλ

πλπλ

esole

iz

izsol

izsol

solf

dh

ddtt

4ln2

1ln21

πλλλλλ

π+

⋅−

⋅

−= , (6.48)

din care se ob]ine formula de calcul:

Fig. 6.3. Pozarea subterană a conductelor de termoficare:

a-îngropate în teren; b-în canal nevizitabil


136

−

−−

=esoll

solf

izsol

izsol

e

iz

dh

qtt

dd 4ln

212

lnπλλλ

λπλ. (6.49)


−= 1

21

e

izeiz dddδ .

b) Re]ea bitubular\. ~n cazul a dou\ conducte vecine, grosimea stratului de izola]ie pentru prima, respectiv, a doua conduct\ se calculeaz\ cu formulele:

−

−−−

=11

2,121

1

1

1

1 4ln2

12ln

esoll

llsolf

izsol

izsol

e

iz

dh

qRqtt

dd

πλλλλπλ

; (6.50)

−

−−−

=22

2,112

2

2

2

2 4ln2

12ln

esoll

llsolf

izsol

izsol

e

iz

dh

qRqtt

dd

πλλλλπλ

; (6.51)

12ln2

1 2

2,1 +

=bhR

soll πλ

, (6.52)

`n care b este distan]a dintre axele conductelor; 21 , ll qq - pierderile specifice

admisibile de c\ldur\. Grosimea izola]iei se calculeaz\ cu rela]ia:

−= 1

21

e

izeiz dddδ .

Pierderea total\ de c\ldur\ a unei conducte `ngropate de lungime L , `n m, este dat\ de rela]ia:

LKqQt ⋅= 1 , [W]. (6.53)


137

6.5.2. Conducte `n canale nevizitabile a) Re]ea monotubular\. Pierderea specific\ de c\ldur\ se determin\

cu rela]ia:

lsolcanli

eize

iz

iz

solf

lsolcanlileliz

solfl

RRdd

dtt

RRRRtt

q+++

−=

+++−

=

αππλ1ln

21

. (6.54)

Notând cu eiz ddx = se ob]ine formula de calcul:

( ) xRRRRx lsolcanlille

iz

⋅+−=+ln2

1πλ

, (6.55)

`n care ( ) lsolfl qttR −= este rezisten]a termic\ total\ a conductei;

eele dR απ1= - rezisten]a termic\ la suprafa]a conductei neizolate;

icicanli DR απ1= - rezisten]a termic\ la suprafa]a intern\ a canalului, unde ciD

este diametrul echivalent intern al canalului, iα - coeficientul de convec]ie a

c\ldurii pe suprafa]a intern\ a canalului. Rezisten]a termic\ la suprafa]a solului:

>⋅

<−+

=

;2,4ln2

1

;2,42

ln2

122

cecesol

ce

ce

ceeesol

lsol

Dhdacă

Dh

Dhdacă

DDhh

R

πλ

πλ (6.56)

Adâncimea echivalent\ de amplasare a conductei:

as

sole hh

−

+=αλ

, (6.57)

unde as−α este coeficientul de convec]ie `ntre suprafa]a solului [i aerul

`nconjur\tor, [ ( )KmW ⋅2 ].


138

Dac\ se cunoa[te pierderea specific\ de c\ldur\ lq , temperatura

aerului `n canal se calculeaz\ cu rela]ia:

( )lsolcanlilsolcan RRqKtt +⋅+= , [oC]. (6.58)


−= 1

21

e

izeiz dd

dδ .

b) Re]ea bitubular\. Diametrele izola]iilor se calculreaz\ cu rela]iile:

11

111

1

ln2

1 xqtt

Rxl

canfle

iz

⋅−

=+πλ

; (6.59)

22

222

2

lnπλ21 x

qtt

Rxl

canfle

iz

⋅−

=+ , (6.60)

unde temperatura aerului `n canal tcan se calculeaz\ cu rela]ia:

( )( )lsolcanlillsolcan RRqqKtt ++⋅== 21 , [0C]; (6.61)

1

11

e

iz

dd

x = , 2

22

e

iz

dd

x = . (6.62)


−= 1

21

e

izeiz dd

dδ .


139

CAPITOLUL 7

CALCULUL MECANIC AL CONDUCTELOR DE TERMOCICARE

7.1. No]iuni de calcul mecanic Calculul mecanic al conductelor trebuie s\ stabileasc\ urm\toarele [11,13,66,108]:

!"grosimea peretelui conductei [i m\rimea eforturilor care apar `n aceasta;

!"modul de preluare a dilat\rilor termice; !"modul de sus]inere a conductei, caracteristicile, solicit\rile [i

distan]ele dintre reazemele fixe [i mobile. Calculul mecanic al unui sistem de termoficare se face corespunz\tor condi]iilor concrete de func]ionare, admi]ându-se urm\toarele:

!"presiunea interioara se ia `n calcul egal\ cu presiunea maxim\ posibil\ la varia]ia regimurilor de exploatare;

!"temperatura de calcul a peretelui ]evii se consider\ egal\ cu temperatura maxim\ posibil\ a agentului termic;

!"greutatea de calcul se admite egal\ cu greutatea ]evii construc]iei termoizolante, a fluidului transportat, plus greut\]ile accidentale. Alte elemente necesare efectu\rii calculului mecanic al conductelor sunt: cerin]ele specificate de procesul tehnologic privind func]ionalitatea sistemului de conducte (num\rul de porniri-opriri, varia]ia temperaturii `n func]ionare, problemele de vibra]ii, coroziune, eroziune etc.) ; caracteristicile materialelor de confec]ie (varia]ia cu temperatura `n timp a caracteristicilor mecanice [i a structurii. La baza calculului mecanic sunt puse trei criterii: criteriul tensiunilor admisibile, criteriul presiunii nominale [i criteriul limit\rii reac]iunilor din utilaje.

Capitolul 7. Calculul mecanic al conductelor de termoficare

140

7.2. Clasificarea solicit\rilor [i tensiunilor

Solicit\rile la care sunt supuse conductele se clasific\ dup\ urm\toarele criterii [11,13,66]:

!"̀n dependen]\ de originea for]elor `n raport cu conductele:

• solicit\ri interne (presiunea fluidului de lucru, dilatarea termic\); • solicit\ri externe (greutatea conductei, presiunea vântului etc.);

!"̀n dependen]\ de localizarea [i modul de ac]iune al for]elor: • solicit\ri unitare; • solicit\ri repartizate; • solicit\ri axiale; • solicit\ri tangen]iale; • solicit\ri radiale; • momente de `ncovoiere; • momente de torsiune;

!"̀n dependen]\ de modul de varia]ie al for]elor `n timp: • solicit\ri constante; • solicit\ri variabile;

!"̀n dependen]\ de natura for]elor: • solicit\ri mecanice; • solicit\ri temice;

!"din punctul de vedere al duratei, frecven]ei [i posibilit\]ilor de apari]ie:

• solicit\ri permanente; • solicit\ri care apar `n timpul func]ion\rii normale; • solicit\ri ciclice lente; solicit\ri de vânt etc.

Conductele [i elementele de conducte sunt solicitate la fabricare,

montare [i pe `ntrega durat\ de via]\ la tensiuni mecanice (efortturi unitare) pe direc]ie longitudinal\ (axial\), tangen]ial\ (circumferen]ial\) [i radial\. Aceste tensiuni se clasific\ `n:

a) Tensiuni primare, care sunt produse de sarcinile impuse conductei

(presiune, greutate, vânt) [i sunt rezultatul respect\rii condi]iei de echilibru a for]elor [i momentelor interne [i externe. Pe m\sura cre[terii solicit\rilor aceste tensiuni cresc pân\ la avarie. Tensiunile primare nu se autolimiteaz\. Presiunea [i solicit\rile externe produc `n peretele conductei solicit\ri variabile cu grosimea. Aceste solicit\ri pot fi arbitrare descompuse `n


141

componente constante [i egale cu media, numite tensiuni `n stare de membran\ [i componente variabile, numite tensiuni de `ncovoiere. Tensiunile `n stare de membran\ au limit\ri (valori admisibile) mai mari decât cele de `ncovoiere.

b) Tensiuni secundare care sunt produse de deplas\rile conductelor (dilat\ri `mpiedicate, deform\ri introduse la montaj etc.), cu alte cuvinte, de constrângere sau autoconstrângerea structurii materialului solicitat. Dep\[irea limitei de curgere a materialului `n anumite puncte, `n cazul unui interval acceptabil al deform\rilor, conduce la apari]ia fenomenului de ralaxare a tensiunilor [i reducerii acestora la limita de elasticitate. Tensiunile secundare se autolimiteaz\.

c) Tensiuni de vârf care apar datorit\ discontinuit\]ilor locale [i/sau solicit\rilor termice locale (de exemplu: tensiunile care apar la `nc\lzirea sau r\cirea conductelor produse de gradien]i radiali de temperatur\).

Tensiunile primare, secundare [i de vârf au o ac]iune specific\ [i poten]e de avarie diferite [i din aceast\ cauz\ normele de calcul pentru conducte introduc valori admisibile ale tensiunilor pentru fiecare categorie de tensiuni `n parte [i pentru combina]iile lor. Astfel, tensiunile primare se limiteaz\ pentru prevenirea deforma]iilor plastice, combina]ia dintre tensiunile primare [i secundare se limiteaz\ pentru prevenirea deforma]iilor plastice excesive, iar tensiunile maxime de vârf se limiteaz\ pentru prevenirea ruperii la oboseal\ ca rezultat al `nc\rc\rilor ciclice.

Criteriul tensiunilor admisibile stabile[te c\ tensiunea echivalent\ Gech care apare `n materialul elementelor de conduct\, datorit\ solicit\rilor trebuie s\ fie mai mic\ sau egal\ cu tensiunea admisibil\, fixat\ prin norme, pentru materialul utilizat [i timpul solicit\rilor.

Relatiile de calcul pentru tensiunile echivalente au la baz\ teoria a III-a de rezisten]\ (teoria efectului unitar tangen]ial maxim):

III) 22 4τσσ += lech , (7.1)

sau teoria a V-a de rezisten]\ a lui Huber-Mises (teoria energiei de varia]ie a formei):

V) 22 3τσσ += lech , (7.2)

`n care lσ [i τ sunt respectiv tensiunile axiale [i de torsiune [N/mm2].


142

7.3. Determinarea grosimii peretelui unei ]evi cilindrice supuse la presiune interioar\

Dintre toate solicit\rile la care este supus\ o conduct\, la calculul

grosimii pere]ilor se ia `n considerare numai presiunea intern\, urmând ca pe parcursul proiect\rii sistemului de conducte s\ se verifice dac\ dimensiunile alese corespund solicit\rilor complexe care apar `n exploatarea conductelor.

Pentru conducte grosimea peretelui se determin\ pe baza criteriului tensiunilor admisibile [i teoriei a III-a de rezisten]\ aplicat\ tensiunilor produse de presiunea interioar\:

[ ]S

SdppS

Sdp ee222

2minmax

−=

−−

−=−≥ σσσ , (7.3)

unde [ ]σ este tensiunea admisibil\, [N/mm2]; maxσ [i minσ -valorile maxime,

respectiv minime ale principalelor tensiuni, [N/mm2]; p - presiunea interioar\

[MPa]; ed -diametrul exterior al conductei, [mm]; S - grosimea peretelui

conductei, [mm]. Grosimea peretelui (de proiectare) S este grosimea elementului de

conduct\ stabilit\ astfel `ncât s\ `ndeplinesc\ toate cerin]ele func]ionale impuse; se calculeaz\ cu rela]ia:

∑+= CSS C , [mm], (7.4)

`n care SC este grosimea conductei rezultat\ din calculele de rezisten]\, [mm]; ∑C -adaosuri de grosime determinate conform indica]iilor normelor de

calcul. Normele României recomand\ pentru adaosuri [11,13]:

21 CCC +=∑ , (7.5)

unde 1C este grosimea suplimentar\ necesar\ pentru a ]ine seama de

eroziunea sau coroziunea conductei `n exploatare, [mm]; 2C - adaos care ]ine

seama de valoarea grosimii standardizate imediat superioare valorii 1CSC +

[i de abaterile negative la grosimile de fabrica]ie a ]evilor. Specifica]ia ]evilor


143

produse `n România sunt reglementate de STAS 4040/2-80, STAS 530/2-80, STAS 2898-80.

Grosimea pere]ilor conductelor introduce particularit\]i `n calculul mecanic, din acest punct de vedere conductele clasificându-se `n:

!"conducte cu pere]i sub]iri ( 1,1<= ie ddu );

!"conducte cu pere]i gro[i ( 1,1>= ie ddu ).

Conductele de termoficare sunt conducte cu pere]i sub]iri, pentru

determinarea grosimii c\rora se recomand\ formul:

[ ] Cxp

dpS i +−⋅⋅

⋅=

2200 ϕσ, (7.6)

`n care p este presiunea interioar\ de calcul, [ ]2cmkgf ; id -diametrul

interior al conductei, [mm]; [ ]σ - rezisten]a admisibil\ a materialului

conductei, [ ]2cmkgf ; ϕ - coeficient de rezisten]\ depinzând de modul de

realizare a conductei (ϕ = 1,0 pentru ]evi trase [i ]evi sudate cu control complet al sudurii; ϕ = 0,7...0,85 pentru ]evi sudate longitudinal; ϕ = 0,9 pentru ]evi sudate elicoidal de presiune `nalt\ (p = 2,6...6,0 MPa); ϕ = 0,8 pentru ]evi sudate elicoidal de medie presiune (p = 0,7...2,5 MPa); ϕ = 0,7 pentru ]evi sudate elicoidal de joas\ presiune (p = 0,1...0,6 MPA)); x - coeficient ce ]ine cont de natura materialului (x = 0,6 pentru o]eluri carbon sau slab aliate); C - adaos pentru coroziune [i eroziune (se admite C = 0,5 mm pentru S < 5 mm, C = 0,6 mm pentru 5< S < 7 mm [i C = 0,8 mm, dac\ S > 8 mm).

Tabelul 7.1 Rezisten]a admisibil\ a conductelor

Coeficient de siguran]\ Temperatura

t , [0C] Rezisten]a admisibil\ rn cn fn

< 265 rr nσ

265...450 ( )ccrr nn σσ ,min

> 450 ( )ffcc nn σσ ,min

3.0...3.75

1.65...1.80

1.65...2.0

Observa]ie: indicii au semnifica]iile: r - rupere, c - curgere, f - fluaj.


144

Rezisten]a admisibil\ se alege din tabelul 7.1 `n func]ie de calitatea materialului [i temperatura de lucru a conductei.

7.4. Calculul mecanic al conductelor pentru transportul agenţilor termici

7.4.1. Noţiuni introductive

La solicitarea complexă a conductelor [73-86,108] (întindere, încovoiere şi torsiune) tensiunea maximă sumară, conform teoriei a V-a de rezistenţă, se determină cu formula

222 3 τσσσ ⋅++= încînts , (7.7)

în care întσ este tensiunea sumară la întindere sub acţiunea presiunii interioare; încσ - tensiunea sumară la încovoiere. Tensiunea maximă sumară nu trebuie să depăşească tensiunea admisibilă pentru cea mai periculoasă secţiune a conductei care este îmbinarea sudată:

[ ]σϕσ ⋅⋅≤s , (7.8)

în care [ ]σ este tensiunea admisibilă. Coeficientul de rezistenţă a cusăturilor sudate ϕ , care este egal cu raportul tensiunii admisibile pentru cusătură la tensiunea admisibilă pentru întreg peretele conductei, are valori prezentate în tabelul 7.2.

Tabelul 7.2 Valorile coeficientului de rezistenţă φ pentru cusăturile sudate ale

conductelor Cusătura sudată Coeficientul de

rezistenţă φ Cusătură unilaterală executată manual 0,7 Cusătură unilaterală executată automat 0,8 Cusătură bilaterală executată manual 0,85 Cusătură bilaterală executată automat 0,9


145

Forţa axială a presiunii interioare care acţionează în plan transversal se calculează cu relaţia:

4

2

1id

pPπ

⋅= , (7.9)

în care p este presiunea interioară din conductă, [ ]kPa ; id - diametrul interior al conductei, [ ]m . Tensiunea de întindere în planul transversal al conductei,

Spd

fP i

t 41

1 ==σ , (7.10)

în care δπ it df ≈ este aria secţiunii transversale a conductei, [m2]; S – grosimea peretelui conductei, [m]. Tensiunea de întindere în planul longitudinal al conductei se determină cu formula

Spdi22 =σ . (7.11)

Tensiunea sumară la întindere sub acţiunea presiunii interioare se determină din teoria energetică a rezistenţei cu formula

Spdi

înt ⋅=⋅−+=

3,22122

21 σσσσσ . (7.12)

Tensiunea sumară la încovoiere se calculează cu relaţia

24

23 σσσ +=înc , (7.13)

în care 3σ este tensiunea la încovoiere sub acţiunea greutăţii proprii a conductei, greutăţii izolaţiei termice şi greutăţii agentului termic iar în cazul conductelor aeriene şi sub acţiunea presiunii vântului.


146

Momentele de torsiune apar doar în conductele amplasate spaţial. În conductele amplasate într-un singur plan momentele de torsiune sunt nule. În acest caz tensiunea maximă sumară se determină cu formula

22încînts σσσ += . (7.14)

7.4.2. Calculul tensiunilor din reazeme

Datele iniţiale pentru calculul eforturilor asupra reazemelor sunt tabelate în funcţie de trecerea convenţională a conductei şi se preiau din literatura de specialitate. Momentul maximal de încovoiere din conductă se determină cu relaţia [108]:

12

2qlM R = , (7.15)

în care l este lungimea tronsonului dintre reazeme, [m]. Solicitarea repartizată specifică q se calculează cu formula

22ov qqq += , (7.16)

în care vq este solicitarea specifică verticală, care ţine cont de greutatea conductei cu agentul termic şi izolaţia termică; oq - solicitarea specifică orizontală, care ţine cont de presiunea vântului:

3

2

102iz

odwkq ⋅

⋅=ρ

, (7.17)

unde w este viteza vântului, [m/s]; ρ - densitatea aerului, [kg/m3]; k - coeficient aerodinamic egal în medie cu 1,4…1,6; izd - diametrul exterior al izolaţiei termice a conductei, [m]. De presiunea vântului trebuie să se ţină cont numai în cazul conductelor aeriene deschise. Momentul de încovoiere care apare la mijlocul tronsonului:


147

24

2qlM tr = . (7.18)

La distanţa l⋅2,0 de la reazem momentul de încovoiere este nul. Săgeata maximă de încovoiere este amplasată la mijlocul tronsonului. Săgeata de încovoiere a conductei se determină cu relaţia

EIqly

⋅=

384

4, [m], (7.19)

în care E este modulul de elasticitate a materialului conductei, [kPa]; I - modulul de inerţie a conductei, [m4]. Lungimea tronsonului dintre reazeme se calculează cu formula

qwl 312σ

= , [m]. (7.20)

La determinarea distanţei

dintre reazeme (fig.7.1) cu formula (7.20) se admite [ ]σβϕσ ⋅=3 , în care

5,04,0 !=β . Solicitarea orizontală N care apare la reazemul liber depinde de tipul acestuia. Pentru un reazem de alunecare (vezi fig.3.21),

QN ⋅= µ

în care vQ este solicitarea verticală a trola alunecare, valorile căruia sunt date în t

Ţinând cont de posibilitatea tasăr

Qv ⋅= 5,1

Fig. 7.1. Diagrama momentelor de încovoiere a unei conducte cu mai

multe tronsoane

v . (7.21)

nsonului; µ - coeficientul de frecare abelul 7.3. ii unuia din reazeme, se admite

lqv . (7.22)


148

Tabelul 7.3 Valorile coeficientului de frecare la alunecare

Materialele suprafeţelor de frecare Coeficientul de frecare μ Oţel-oţel 0,30

Oţel-beton 0,60 Fontă-fontă 0,35 Fontă-oţel 0,35

Pentru reazemele cu role (vezi fig.3.19),

RrSQN s

v⋅+

=µ

; (7.23)

pentru reazemele cu rulouri (vezi fig.3.20),

RSSQN rr

v 221 += , (7.24)

în care R este raza rolei sau ruloului, [m]; r - raza fusului, [m]; sS - braţul forţei de frecare la rostogolire pe suprafaţa rolei, [m]; 1rS şi 2rS - braţele forţelor de frecare la rostogolire pe suprafeţele de contact a ruloului cu planul de sprijin şi cu conducta, [m]. La deplasarea unei conducte de oţel pe suprafaţa ruloului sau a rolei din oţel prelucrată grosier 0005,0=S m. Pentru toate canalele subterane nevizitabile se recomandă folosirea unor reazeme de alunecare. Folosirea reazemelor cu rulouri este oportună în cazul amplasării aeriene a conductelor sau la amplasarea acestora în canale vizitabile. Forţa axială care acţionează asupra unui reazem fix se calculează cu formula:

SlqapFN v ∆+∆⋅+= µ , (7.25)

în care p este presiunea interioară de lucru din conductă, [kPa]; F - aria secţiunii transversale interioare a conductei, [m2]; a - coeficient care depinde


149

de direcţia de acţiune a solicitărilor axiale exercitate de presiunea interioară din ambele părţi ale reazemului fix, care sunt determinate de configuraţia conductei şi de metoda de compensare a deformaţiilor termice; pentru conducte cu diametru constant coeficientul a poate avea două valori : 0 sau 1; vq - greutatea conductei cu agentul termic şi cu izolaţia termică, [kN/m];

l∆ - diferenţa lungimilor sectoarelor conductei din ambele părţi ale reazemului fix, dacă ca sector se consideră distanţa dintre reazemele fixe sau dintre reazemul fix şi compensator, [m]; µ - coeficientul de frecare la reazemele mobile; S∆ - diferenţa modulelor forţelor de frecare din compensatoarele cu presgarnitură sau ale forţelor de elasticitate din compensatoarele elastice din ambele părţi ale reazemului fix, [kN]. Schemele tipice ale sectoarelor de conducte sunt prezentate în fig.7.2. În schemele I şi II a = 0, în schemele III şi IV a = 1. Forţa de frecare în compensatoarele axiale cu presgarnitură se determină cu relaţia

βαµπ pfpbdS == 2 , [kN], (7.26)

în care d este diametrul exterior al păharului compensatorului, care practice este egal cu diametrul exterior al conductei, [m];

42df π= ; b - raportul dintre înălţimea presgarniturii sau înălţimea de lucru a manşetei şi diametrul conductei; p - presiunea de lucru din conductă; α - raportul dintre presiunea specifică a presgarniturii sau a manşetei asupra suprafeţei păharului şi presiunea de lucru (de refrecare a presgarniturii pe suprafaţa păha

β 4=

Pentru compensatoarele cu (400…1200 mm) 15,025,0 !=b , în med

Fig. 7.2. Scheme de amplasare a conductelor

gulă 5,1≈α ); µ - coeficientul de rului (în medie 15,0=µ );

αµb . (7.27)

presgarnitură cu diametru mare ie 0,2.


150

Pentru compensatoarele cu presgarnitură cu diametre mai mici (100…350 mm) mărimea b variază între 0,6 şi 0,3 (în medie 0,45). Din toate solicitările exercitate asupra reazemului fix cea mai însemnată este forţa de presiune interioară neechilibrată pf . Pentru reducerea masei reazemului fix trebuie de echilibrat forţa axială a presiunii interioare din conductă.

7.4.3. Solicitările compensatoarelor

Tensiunile care apar la încălzirea conductelor se determină din legea lui Hook:

iE ⋅=σ , (7.28)

în care E este modulul de elasticitate; i - comprimarea sau alungirea relativă. Pentru conductele din oţel ti ∆⋅⋅= −61012 , în care t∆ este valoarea variaţiei temperaturii peretelui conductei, [0C]. Forţa, care apare într-un sector liniar de conductă fără compensarea dilatării termice, se calculează cu formula

fiEP ⋅⋅= , (7.29)

în care f este aria secţiunii transversale a peretelui conductei, [m2]. Reacţia axială a compensatoarelor lenticulare (vezi fig.3.23) se determină cu relaţia

pict SSS += , (7.30)

în care ctS este reacţia axială condiţionată de compensarea termică, [kN];

piS - reacţia axială condiţionată de presiunea interioară, [kN]. Reacţia axială condiţionată de compensarea termică poate fi calculată cu expresia

[ ]kNn

Sct ,ε∆= , (7.31)


151

în care ∆ este deformaţia termică a compensatorului, [m]; n - numărul de lentile al compensatorului; ε - rigiditatea lentilei, [kN/m]. Rigiditatea lentilei ε depinde de profilul şi dimensiunile geometrice ale acesteia, de grosimea peretelui compensatorului şi este egală cu forţa axială, necesară pentru a deforma lentila cu 1 cm. Valoarea ε se determină experimental. Reacţia axială condiţionată de presiunea interioară se calculează cu formula

( ) [ ]kNpdDS epi ,4

22 ⋅−= πϕ , (7.32)

în care D şi d sunt diametrele exterior şi interior ale lentilei, [m]; ep - presiunea excedentară (excedentul de presiune care depăşeşte presiunea atmosferică) a agentului termic, [kPa]; ϕ - coeficient experimental care depinde de dimensiunile şi de grosimea peretelui lentilei (în majoritatea cazurilor 6,05,0 !≈ϕ ). Construcţiile şi capacităţile de compensare a compensatoarelor de dilatare sunt prezentate în p.3.2.4. Capacitatea de compensare a compensatoarelor naturale în formă de U (fig.7.3) la întinderea acestuia la rece până la jumătate din alungirea termică preconizată a conductei se determină cu relaţia

[ ]mlmEd

A

e,4σ=∆ , (7.33)

în care

(4233,1

328,24,11

223

23

RllRR

lRRk

A

−+−

+−=

Fig. 7.3. Schema de calcul a unui compensator natural

în formă de U

)[ ];,67,0

14,

321

3

2

mlll

Rl

++

− (7.34)


152

σ - tensiunea de încovoiere, [kPa]; ed - diametrul exterior al conductei, [m]; E - modulul de elasticitate de gradul întâi, [kPa] (pentru oţel

[ ]kPaE 8102 ⋅= ); l - înălţimea compensatorului, [m]; R -raza de curbură a compensatorului, [m]; k - coeficient de reducere a rigidităţii conductei:

=<+

+=>

;65,1

1

;1210

1211 2

2

hkhpentruh

hkhpentru (7.35)

în care h este aşa numitul “coeficient al conductei”:

24ed

SRh = , (7.36)

în care S este grosimea peretelui conductei, [m]; m - coeficient de corecţie a tensiunii pentru ţevi netede îndoite, de care se ţine cont doar în cazul 1>m , adică pentru 85,0<h :

329,0

hm = . (7.37)

Valorile k sunt prezentate în fig.7.4, valorile m - în fig.7.5. La instalarea în compensator a unor coturi sudate 1=k şi 1=m şi, în acest caz, expresia pentru determinare capacităţii de compensare a compensatorului în formă de U se scrie sub forma:

( ) [ ]mlllRllRRlEde

,67,086,028,007,04 21

3223 ++−−=∆ σ . (7.38)

Capacitate de compensare maximă în aceste condiţii are compensatorul cu 0=R ; în acest caz

( ) [ ]mllEd

l

e,3233,1 1+⋅=∆ σ . (7.39)


153

Pentru calculul tensiunii de încovoiere maxime care apare în conducta de configuraţie unghiulară (fig.7.6) poate fi folosită formula lui Safonov [108]:

++++

∆= β

βσ sin

131

cos5,12 n

nnl

Ede , (7.40)

în care l este lungimea braţului scurt, [m]; ∆ - alungirea braţului scurt, [m]; n - raportul lungimii braţului lung la lungimea braţului scurt ( lln 1= );

090−= ϕβ - unghiul conform fig.7.6.

Pentru 090=ϕ sau 0=β

( )2

15,1

lnEde +∆

=σ . (7.41)

Tensiunea maximă apare în braţul scurt în locul de încastrare în reazemul fix. Deplasarea laterală maximdetermină cu relaţia

Fig. 7.4. Dependenţa coeficientului de reducere a rigidităţii conductei

de coeficientul conductei

Fig. 7.5. Dependenţa

coeficientului de corecţie a tensiunii de coeficientul

conductei

Fig. 7.6. Schema compensării unghiulare

ă a braţului lung al cotului se


154

( )β

βcos

sin1 nl

+∆=∆ . (7.42)

Deplasarea laterală maximă a braţului scurt al cotului se determină cu

relaţia

( )β

βcos

sin+∆=∆ ns . (7.42)


155

BIBLIOGRAFIE 1. Stăncescu I.D., Athanasovici V. Termoenergetică industrială, Editura

Tehnică, Bucuresti, 1979. 2. Athanasovici V. Termoenergetică industrială şi termoficare, Editura

didactica si pedagogica, Bucuresti, 1981. 3. Athanasovici V. Utilizarea căldurii în industrie, Vol.1, Editura Tehnică,

Bucureşti, 1995. 4. Promâşlennaia termoenerghetica i teplotehnica: Spravocinic, pod obşcei

redacţiei V.A.Grigorieva i V.M.Zorina, Moscva, Energoatomizdat, 1991. 5. Carabulea A., Carabogdan I.Gh. Modele de bilanţuri energetice reale şi

optime, Editura Academiei R.S.R., Bucureşti, 1982. 6. Sciup T. Metodî reşenia injenernâh zadaci s pomoşciu EVM, Mir,

Moscva, 1982. 7. Matematicescoe obespecenie ES EVM, Vâp.12, Institut matematichi AN

BSSR, Minsk, 1978. 8. Sultanguzin I.A., Sitas V.I. Raţionalinoe postroenie sistem ispolizovania

convertornâh gazov, Promâşlennaia energhetica, 1986, nr.10, pp.6-9. 9. Rozenknop V.D., Blitştein A.A. Pachetî pricladnîh programm dlea

modelirovania dinamiceschih sistem, Organizaţia bancov dannîh, Materialî seminara, MDNTP, Moscva, 1974.

10. Matematicescoe obespecenie ES EVM, Vâp.10, Institut matematichi AN BSSR, Minsk, 1976.

11. Burducea C., Leca A. Conducte şi reţele termice, Editura Tehnică, Bucuresti, 1987.

12. Mereuţă C., Athanasovici V. Îndreptarul inginerului energetician din întreprinderile industriale, Bucuresti, 1984.

13. Leca A., Prisecaru I., Tănase H.M. Conducte pentru agenţi termici. Îndreptar, Editura Tehnica, Bucureşti, 1986.

14. Manualul inginerului termotehnician, coordonator emerit dr.docent ing. Bazil Popa, Vol.1-3, Editura Tehnica, Bucureşti, 1986

15. Leca A., Moţoiu C. Centrale electrice. Probleme, Editura Tehnica, Bucureşti, 1991.

Bibliografie

156

16. Pănoiu N.A. Cazane de abur, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1982.

17. Adler O., Vazcanu P. Instalaţii şi echipamente termotehnice: Îndreptar, Editura Tehnică, Bucureşti, 1970

18. Moţoiu C. Centrale termo- şi hidrolectrice, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1974.

19. Ilina M., Luţă C. Instalaţii de încălzire sanitare şi gaze, Editura Tehnică, Bucureşti, 1974

20. Îndreptarul termoenergeticianului din întreprinderile industriale, V.Iliescu-Grozăveşti, I.Nerescu, L.Stanisavlievici, I.A.Bandea, N.Pănoiu, N.Dorogan, Editura Tehnică, Bucureşti, 1963

21. Athanasovici V., Muşătescu V., Dumitrescu I.S. Termoenegetică industrială şi termoficare, Editura didactică şi pedagogică, Bucureşti, 1981

22. Leca A. Ridicarea eficienţei aparatelor schimbătoare de căldură, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978.

23. Cogălniceanu A. Incidenţa şocurilor petroliere din deceniul opt asupra energeticii ţărilor membre ale C.E.E., Energ nr.2, Editura Tehnică, Bucureşti, 1987.

24. Iancu A. Consumul energetic şi structura producţiei, Editura Academiei R.S.R., Bucureşti, 1979.

25. Manolescu G. Necesităţi şi resurse, Al XIII-lea Congres al Conferinţei Mondiale a Energiei, Energ nr.2, Editura Tehnică, Bucureşti, 1987.

26. La transition energetique dans la région de la CEE, Nation Unies, New York, 1984.

27. Normativ pentru întocmirea calculelor tehnico-economice comparative pentru alegerea soluţiei de alimentare cu energie a instalaţiilor consumatoare de energie de toate formele şi alegerea purtătorilor de energie , PE-927/1985, M.E.E., I.S.P.E., Bucureşti, 1985.

28. Consumul cumulat de resurse energetice de produs - element de analiză a structurii industriei, Studii de economie industrială, nr.3, Bucureşti, 1978.

29. Normativ privind calculele comparative tehnico-economice la instalaţiile de producere, transport şi distribuţie a energiei electrice şi termice, PE-011/1982-M.E.E., Bucureşti, 1982.

30. Muşătescu V., Postolache P. Balanţe şi optimizări energetice, Institutul Politehnic Bucureşti, 1981.

31. Preda L., Heinrich I., Buhuş P. ş.a. Staţii şi posturi electrice de transformare, Editura Tehnică, Bucureşti, 1988.


157

32. Denisov V.I. Tehnico-economicheschie rasciotî v energhetiche, Energoatomizdat, Moscva, 1985.

33. Dumitrescu L. Instalaţii sanitare pentru ansambluri de clădiri, Editura Tehnică, Bucureşti, 1980.

34. Petrescu A., Duţă Gh., Vasilescu P. Încălzirea clădirilor industriale, Vol.1, Editura Tehnică, Bucureşti, 1981.

35. Athanasovici V., Prisecaru I., Raşcu F. Utilizarea transportului la distanţă sub formă de abur sau apă fierbinte, Conferinţa de Energetică, Bucureşti, 1986.

36. Rădulescu Gh. Optimizarea soluţiilor tehnice adoptate în cazurile transportului fluidelor prin conducte încălzite, Consfătuirea energeticienilor, Galaţi, 1976.

37. Athanasovici V. Repartizarea eficientă a încărcării între turbinele CET, Sesiunea jubiliară 25 ani ai facultăţii de energetică, 1975.

38. Athanasovici V., Badea A. Metodă de modelare a repartiţiei sarcinii termice şi electrice între blocurile energetice din CET, A III-a Conferinţă a energeticienilor din România, 1981.

39. Dumitrescu I.S., Athanasovici V., Muşătescu V. Influenţe ale modificării circuitului regenerativ al turbinelor de termoficare asupra caracteristicilor acestora, A XI-a Consfătuire a termoenergeticienilor din România, Braşov, 1984.

40. Muşătescu V., Athanasovici V., Dumitrescu I.S. Metodologie generală de repartiţie optimă a sarcinilor electrice şi termice, Energ nr.9, Editura Tehnică, Bucureşti, 1989.

41. Athanasovici V., Muşătescu V., Dumitrescu I.S. Optimizarea repartiţiei sarcinii termice şi electrice între agregatele CET, Consfătuirea cadrelor de exploatare din M.E.E., 1985.

42. La recuperation des energies perdues dans l’industrie dans la région de la CEE, Nations Unies, New York, 1986.

43. Normativ pentru inventarierea resurselor energetice secundare, PE-401/85, M.E.E., Bucureşti, 1985.

44. Athanasovici V., ş.a. Aspecte tehnico-economice a recuperării căldurii gazelor de ardere, Energetica, Vol.XXXVII, nr.2, 1989.

45. Athanasovici V., ş.a. Limitele eficienţei tehnico-economice a recuperării căldurii gazelor de ardere pentru preîncălzirea aerului de ardere, Energetica, Vol.XXXVII, nr.11, 1989.

46. Vukovici L.K., ş.a. Teplovaia optimizaţia rabotî dvuhstupenciatâh recuperatorov, Energhetica, nr.6, 1981.

Bibliografie

158

47. Gaba A.M., Carabogdan I.Gh. Utilizarea resurselor energetice secundare din gazele de ardere ale cuptoarelor industriale, Energ nr.6, Bucureşti, 1988.

48. Dumitriu R. Metode de economisire şi utilizare raţională a energiei termice necesară în industria uşoară, A XV-a Consfătuire a termoenergeticienilor, Braşov, 1988.

49. Recuperarea căldurii reziduale din gazele rezultate din procesele tehnologice, A XV-a Consfătuire a termoenergeticienilor, Braşov, 1988.

50. Athanasovici V., ş.a. Domenii de eficienţă tehnico-economică a utilizării cazanelor recuperatoare de căldură din gazele de ardere, Revue d’electrotechnique, nr.4, 1989, România.

51. Radcenco V.., ş.a. Instalaţii de pompe de căldură, Editura Tehnică, Bucureşti, 1985.

52. Athanasovici V., ş.a. Eficienţa energetică a utilizării pompelor de căldură cu absorbţie pentru alimentarea cu căldură, A XII-a Consfătuire a termoenergeticienilor, Braşov, 1985.

53. Manea M., Popescu C. Limite şi domenii de eficienţă a utilizării pompelor de căldură în paralel cu sistemele de termoficare, A XV-a Consfătuire a termoenergeticienilor, Braşov, 1988.

54. Dumitrescu I.S., Ştefan M. Utilizarea pompelor de căldură cu compresie-absorbţie pentru alimentarea cu căldură, Conferinţa Naţională de Energetică, Bucureşti, 1988.

55. Athanasovici V., Blaga P., ş.a. Optimizarea încadrării pompelor de căldură cu absorbţie în sistemele de alimentare cu căldură, Conferinţa Naţională de Energetică, Bucureşti, 1988.

56. Athanasovici V., Badea A., ş.a. Eficienţa utilizării pompelor de căldură cu absorbţie cu soluţie BrLi-apă, în sistemele centralizate de alimentare cu căldură, A XVI-a Sesiune a Termoenergeticienilor, Braşov, 1989.

57. Fedorov E.K. Ecologhiceschii crizis i soţialinâi progress, Ghidrometeoizdat, Moscva, 1977.

58. Iantovskii E.I., Pustovalov Iu.V. Instalaţii de pompe de căldură cu compresie de vapori, Energoizdat, Moscova, 1982.

59. Jahrbuch der Wärmerückgewinnung, 3, Aufgabe, 1977-1978, Heizung, Klimatiseierung, Wärmerückgewinnung und Wärmepumpenwendung in Hochban, Gewerbe und Industrie, Vulkan-Verlag, Essen, 1977.

60. Badea A., Blaga P. Analiza posibilităţilor de producere combinată a căldurii şi frigului, A XIV-a Consfătuire a Termoenergeticienilor, Braşov, 1987.


159

61. Carabogdan I.Gh., ş.a. Utilizarea resurselor termoenergetice recuperabile de nivel termic mediu şi coborât în cicluri termodinamice cu agenţi organici, Energ nr.2, 1987.

62. Gaba A., Carabogdan I.Gh. Utilizarea RES din gazele de ardere ale cuptoarelor industriale, Energ nr.6, 1988.

63. Athanasovici V. Aspecte tehnico-economice de principiu ale recuperării combinate a căldurii gazelor de ardere pentru preîncălzirea aerului de ardere şi în cazanele recuperatoare, Energetica, 1990.

64. Sokolov E.Ia, Martânov V.A. Exergheticeschii metod rasciota proţesov preobrazovania teplotî v paroturbinnom ţicle, Izvestia vuzov SSSR, Energhetica, 1983, nr.1, p.67-70.

65. Melenitiev L.A. Sistemnâe issledovania v energhetice, Moscva, Nauca, 1983.

66. Sokolov E.Ia. Teploficaţia i teplovâe seti, Moscva, Energoizdat, 1982 67. Alişul A.D. Ghidravliceschie soprotivlenia, Moscva, 1982. 68. Zingher N.M. Ghidravliceschie i teplovâe rejimî teploficaţionnâh sistem,

Moscva, Energoatomizdat, 1986. 69. Buznikov E.F., Roddatis K.F., Berzinş E.Ia. Proizvodstvennâe i

otopitelinâe cotelinâe, Moscva, Energoatoizdat, 1984. 70. Liberman N.B. Neankovskaia M.T. Spravocinic po proectirovaniu

cotelinâh ustanovoc sistem ţentralizovannogo teplosnabjenia, Moscva, Energhetica, 1979.

71. Sokolov E.Ia, Brodeanskii V.M. Energheticeschie osnovî transformaţii tepla proţessov ohlajdenia, Moscva, Energoizdat, 1981.

72. Sokolov E.Ia., Sazanov B.V., Sitas V.I. ş.a. Issledovanie sravnitelino effectivnosti transporta para vâsocotemperaturnoi setevoi vodoi i neposredstvennogo parosnabjenia. Izvestia vuzov, Energhetica, 1984, nr.4, p.63-68

73. Gromov N.K. Abonentschie ustanovchi vodeanâh teplovâh setei, Energhia, Moscva, 1968.

74. Zingher N.M., Mirkina A.I. Issledovanie teplovâh haracteristic secţionnâh vodo-vodeanâh podogrevatelei, Teploenerghetica, 1966, nr.11.

75. Zingher N.M., Mirkina A.I. Matematicescoe modelirovanie abonentschih teploficaţionnâh vvodov, Teploenerghetica, 1969, nr.2.

76. Spravocinic proectirovşcica. Proectirovanie teplovâh setei, Pod redacţiei A.A. Nikolaeva, Stroiizdat, Moscva, 1965.

77. Sokolov E.Ia., Sazonov R.P., Dubniţkaia L.E. Zaşcita sistem goreacego vodosnabjenia ot vnutrennei corozii, Electriceschie stanţii, 1964, nr.8.

Bibliografie

160

78. Sokolov E.Ia., Gromov N.K., Safonov A.P. Expluataţia teplovâh setei, Gosenergoizdat, Moscva-Leningrad, 1955.

79. Sokolov E.Ia. et al. Sovremennâi uroveni sovetscoi teploficaţii i osnovnâe puti ee dalineişego razvitia, Teploenerghetica, 1967, nr.2.

80. Sokolov E.Ia. Razvitie nauchi v oblasti teploficaţii, Izvestia vuzov, Energhetica, 1967, nr.11.

81. Sokolov E.Ia., Zakatova M.S. Rejim rabotî dvuhstupenceatoi smeşannoi shemî prisoedinenia ustanovoc otoplenia i goreachego vodosnabjenia, Teploenerghetica, 1965, nr.12.

82. Sokolov E.Ia., Verşinskii V.G. Metodica rasciota otcrâtâh sistem teplosnabjenia, Electriceschie stanţii, 1955, nr.11.

83. Sokolov E.Ia., Verşinskii V.G. Metodica rasciota ţentralinogo regulirovania nezavisimâh sistem teplosnabjenia, Teploenerghetica, 1968, nr.9-10.

84. Skvorţov A.A. Obzor construcţii teplovâh setei v SSSR s naceala ih stroitelistva, Energheticescoe stroitelistvo, 1967, nr.11.

85. Instrucţia po expluataţii teplovâh setei, Energhia, Moscva, 1972. 86. Instrucţia po ispâtaniiu vodeannâh teplovâh setei na rasciotnuiu

temperaturu teplonositelea, SŢNTI ORGRĂS, 1972. 87. Semenenco N.A. Organizaţia teploispolizovania i

energotehnologhicescoe combinirovanie v promâşlennoi ognetehniche, Energhia, Moscva, 1976.

88. Kuperman L.I., Romanovskii S.A., Sidelinikovsckii L.N. Vtoricinâe energoresursi i energotehnologhichescoe combinirovanie v promâşlennosti, Kiev, Vişcea şcola, 1986.

89. Voinov A.P., Kuperman L.I., Suşon S.P. Parovâe cotlî othodeaşchih gazah, Kiev, Vişcea şcola, 1983.

90. Cotlî – utilizatorî i cotlî energotehniceschie. Otraslevoi catalog, NII INFORMENERGOMAŞ, Moscva, 1985.

91. Obşcie metodiceschie polojenia po vîiavleniiu rezervov economii topliva za sciot ispolizovania vtoricinâh energeticeschih resursov na promâşlennâh predpriatiah, Moscva, Gosplan S.S.S.R (NIIPIN), 1977

92. Popa B., Lazăr I., Berinde T, Bistriceanu V. Recuperarea căldurii în industrie, Bucureşti, Editura Tehnică, 1971.

93. Suşon S.P., Zavalko A.G., Minţ M.I. Vtoricinîe energheticeschie resursî promâşlennosti SSSR, Moscva, Energhia, 1978.

94. Tebenikov B.P. Recuperatorî dlea promâşlennâh pecei, Metallughia, Moscva, 1975.


161

95. Ştefănescu D. Papadol C. Transmisia de căldură. Schimbătoare de căldură: Îndrumar de proiectare, IPB, Bucureşti, 1973

96. Popa B., Vintilă C. Transfer de căldură în procesele industriale, Dacia, Cluj-Napoca, 1975.

97. Gainullin F.G., Kreinin E.B. Sposobî i sredstva recuperaţii tipa pecinâh gazov, Gazovaia promâşlennosti, 1986, nr.5, p.35-36.

98. Hmeliniţkii R.Z. Stalinâe recuperatorî. Rasciotî i osnovî proectirovania, MAI, Moscva, 1970.

99. Teplovoi rasciot cotelinâh agregatov: Normativnâi metod, pod red.N.V.Kuzneţova i dr., Energhia, Moscva, 1973.

100. Aerodinamicescii rasciot cotelinâh agtregatov, Normativnâe metodi, pod red.S.I.Moceana, Energhia, Leningrad, 1977.

101. Cotlî-utilizatorî i energo-tehnologhiceschie agregatî, pod red. L.N.Sidelinikova, Energoatomizdat, Moscva, 1989.

102. Şcelokov Ia.M., Avvakumov A.M., Sarâkin Iu.K. Ocistca poverhnostei nagreva cotlov-utilizatorov, Energoatomizdat, Moscva, 1984.

103. Teploenerghetica metallurghiceschih zavodov, pod red. Iu.I. Rozengarta, Metallurghia, Moscva, 1985.

104. Rozenberg V.L., Lâkov A.G. Utilizaţia vtoricinoi energhii vâdeleaemoi v ferosplavilinâh electropeceah, Electrotehnica, 1986, nr.3, p.20-23.

105. Ţişevskii V.P. Vozmojnosti utilizaţii teplovâh poteri plavilinâh electropecei, Electrotehnologhicescaia promâşlennosti, Seria Electrotermia, Informelectro, Moscva, 1982, nr.1, p.3-5.

106. Paterson W. Reconstrucţia României; energie, eficienţă şi tranziţia economică, Editura ECHINOX, Cluj-Napoca, 1995.

107. Nitu V.I., Felea I. Energetica de tranziţie: concepte şi modele, Editura MIRTON, Timişoara, 1997.

108. Teplotehniceschii spravocinic, Тom 1, Pod obşcei redacţiei V.N. Iureneva i P.D.Lebedeva, Energhia, Moscva, 1976.

transportul si distributia agentilor

Documents