Proiectarea Sistemului de Alimentare cu Caldura a Unui Ansamblu Urban Si Industrial

1. TEMA PROIECTULUI

Proiectarea elementelor unui sistem de alimentare cu caldura (bitubular inchis) al unui ansamblu urban si industrial utilizand apa fierbinte si proiectarea echipamentului necesar pentru producerea necesarului de frig pentru 2 apartamente medii conventionale din acest ansamblu.

Echipamentul frigorific va fi o instalatie frigorifica NH3 – H2O cu absorbtie, la care generatorul de vapori amoniacali va utiliza ca agent termic primar, agentul termic furnizat de CET. Acesta are vara temperaturi usor superioare valorii de 70oC (el fiind utilizat in prezent doar pentru prepararea apei calde de consum necesara acelorasi consumatori ). Echipamentul va fi conceput in ideea unui cost minim si performante superioare obtinute prin existenta unor recuperatoare de caldura care valorifice potentialul termic ai amoniacului si solutiei hidroamoniacale.

Masina frigorifica cu absorbtie NH3 – H2O de capacitate mica va putea utilizata de consumatori fiind racordata la sistemul de termoficare prin intermediul aceluiasi sistem de retele de transport si distributie utilizat iarna pentru alimentarea cu caldura. In acest sens se impune ca instalatiile interioare de incalzire sa fie dotate cu ventilo-convectoare care vor inlocui actualele corpuri de incalzire.

Date de baza

Sistematizarea teritoriala

In vecinatatea unui complex industrial este prevazuta construirea unui cartier de locuinte, M1 ale carui cladiri se dau in folosinta in primul an de realizare a investitiei. Regimul de constructie pentru cladirile din intreaga zona urbana este: P+4, P+8, P+10.

Sursa de caldura

Pentru alimentarea cu caldura se prevede o CET amplasata in apropiere de complexul industrial, amplasata la distanta de 1,5 km fata de zona urbana.

Agentul termic primar este apa fierbinte cu parametrii de tD/tR=130/70oC pentru cladirile urbane si respectiv tD/tR=130/70oC pentru cladirile industriale.Temperatura aerului exterior de calcul este tec= -18 oC.

Sursa de caldura

Pentru alimentarea cu caldura se prevede o CET amplasata in apropiere de complexul industrial.

CET se afla la distanta de 1 km fata de zona urbana.

Agentul termic primar este apa fierbinte cu parametrii de tD/tR=130/65oC pentru cladirile urbane si respectiv tD/tR=130/70oC pentru cladirile industriale.Temperatura aerului exterior de calcul este tec= -18 oC.

Reteaua de termoficare

Va fi de tip bitubular inchis .Conductele se vor monta aerian in zona industriala si pe tronsonul dintre sursa ( CET ) si zona urbana .In microraion conductele se vor monta subteran , direct in sol , utilizind conducte clasice

Reglarea furnizarii caldurii

In scopul reglarii procesului de incalzire al cladirilor se va adopta solutia de reglare calitativa. Se vor adapta graficele de reglare la conditiile impuse de incalzirea halelor industriale si de procesul de preparare a apei calde .

Instalatiile interioare de incalzire a cladirilor urbane vor fi racordate la reteaua de apa fierbinte direct , cu amestec prin pompe .

Instalatiile interioare de incalzire – ventilare aferente halelor industriale vor fi racordate direct simplu .

Parametrii nominali ai apei calde din instalatiile aferente cladirilor urbane vor fi tD/tR= 90/70 oC. Parametrii nominali aferenti instalatiei interioare din hale sunt precizati anterior.

Instalatia de preparare a apei calde de consum

Pentru prepararea apei calde la consumatorii urbani se va adopta schema de preparare 2 trepte serie-paralel.

Pentru prepararea apei calde de consum la consumatorii industriali se va adopta schema de preparare intr-o treapta in paralel cu instalatia de incalzire.

Instalatia frigorifica NH3 – H2O cu absorbtie

2. Lista de simboluri

In cadrul acestui proiect apar urmatoarele simboluri:

Ap – aria sectiunii transversale prin peretele conductei

c – caldura masica a apei

Di,acc – densitate termica de incalzire, respectiv pentru prepararea apei calde de consum

Dech – diametrul echivalent al canalului termic

Dn – diametrul nominal

E – modulul de elasticitate

g – acceleratia gravitationala

gc – greutatea conductei

G – debitul de agent termic

h – adincime de pozare

Hu,ind – inaltimea hidrostatica pentru consumatori urbani, respectiv industriali

Had – presiunea realizata in instalatia de adaos

Hc – inaltimea de pompare a pompelor de circulatie

Ke – rugozitatea echivalenta

l – lungimea intre reazemele mobile

L – lungimea tronsonului

L – alungirea totala a compensatorului curbat in forma de U

m – coeficient determinat experimental functie de tipul de corp de incalzire

pi – presiunea interioara maxima de functionare

pmax adm – presiunea maxima admisibila

psat – presiunea de saturatie

p – pierderea de sarcina

Rv – forta in plan vertical

Rx – rezultanta fortelor pe directia axiala

Ry – rezultanta fortelor pe directia transversala

q – necesarul specific de caldura

Qi – sarcina termica pentru incalzire

Qacc – sarcina termica pentru prepararea apei calde de consum

q – pierdere specifica de caldura

s – grosimea peretelui de conducta

tac – temperatura apei calde

tar – temperatura apei reci

tec – temperatura exterioara de calcul

ti – temperatura aerului interior

u – coeficient de amestec

v – viteza de circulatie a apei in retea

X, Y – componentele fortei elastice la configuratiile natural elastice

w- modulul de rezistenta al tevii

c – coeficient de transfer termic prin convectie

– coeficient de corectie care tine seama de pierderile de caldura prin reazemele neizolate ale conductelor

t – deformatia termica specifica

– coeficient de rezistenta hidraulica liniara

– coeficient de frecare

– coeficientul lui Poisson

– densitatea apei

a – rezistenta admisibila a materialului

r – rezistenta la rupere a materialului

maxt – tensiunea maxima la incovoiere

ech – efortul echivalent intr-un punct de solicitare maxima

ax – efort unitar axial

tg – efort unitar tangential

rad – efort unitar radial

3. MEMORIU TEHNIC JUSTIFICATIV

Proiectul de fata are ca obiect proiectarea elementelor unui sistem de termoficare bitubular inchis cu apa fierbinte.

Agentul termic este apa fierbinte cu parametrii nominali de:

-retea primara 130/65 oC

-retea secundara 90/70 oC

-consumatori industriali 130/65 oC.

Reglarea furnizarii caldurii s-a presupus a fi realizata de tip calitativ centrala. Pentru consumatorii industriali a rezultat din calcule necesitatea unei reglari cantitativ locale(la punctele termice industriale).

Pentru calculul sarcinii termice s-a utilizat metoda indicilor specifici rezultind o sarcina termica pentru incalzire Qi = 11,132MW si o sarcina termica pentru apa calda Qacc = 1,947 MW ale microraionului M1 pentru care a existat prin tema lucrarii planul de situatie.

Sarcina termica a celorlalte microraioane s-a calculat cu ajutorul unor densitati termice corespunzatoare microraionului M1 in ipoteza ca regimul de constructie si suprafetele construite sunt apropiate.

In finalul calculului sarcinii termice la CET a rezultat Qcet = 233,758 MW.

Traseul retelei de conducte din oras a fost ales astfel incit el sa fie paralel cu arterele de circulatie, pe cit posibil prin spatiul verde, iar sarcina termica pe un punct termic sa nu depaseasca o valoare de 1 1,2 MW.

Prepararea apei calde de consum se va face la fiecare punct termic, schema de preparare adoptata fiind doua trepte serie-paralel.

Instalatia de incalzire este racordata direct cu pompe de amestec,corpurile de incalzire fiind de tipul radiatoare din fonta sau CRP-uri.

Pentru industrial s-a considerat schema de racordare directa simpla intr-o treapta in paralel, cu acumulare.

Tipul corpurilor de incalzire care au fost utilizate pentru industrie: aeroterme, serpentine si registre.

In urma efectuarii calculului hidraulic au rezultat pierderile de sarcina pe tronsonul retelei si pe fiecare circuit de alimentare a consumatorilor. Au rezultat de asemenea si au fost calculate presiunile excedentare pentru anumiti consumatori.

In unele puncte termice radiatoarele din fonta au fost inlocuite cu CRP-uri pentru a se respecta conditia de evitare a avariei instalatiilor interioare.

Din graficul piezometric au rezultat inaltimile de pompare ale pompelor de adaos Had, ale pompelor de circulatie Hc, precum si presiunea in regim static Hstatic.

Hadaos = 20 mCA

Hcirc = 85 mCA

Hstatic = 57,5 mCA

In urma efectuarii calculului mecanic s-a determinat grosimea peretilor de conducta, s-au determinat distantele intre suporturile mobile pentru toata gama de diametre ale retelei, au fost dimensionate compensatoarele curbate in forma de U, s-au calculat eforturile de incovoiere pentru configuratiile natural elastice L si Z. S-au calculat fortele in puncte fixe precum si efortul echivalent intr-un punct de solicitare maxima.

4. NOTE DE CALCUL

CAP. I Reglarea furnizarii caldurii

I 1 Calculul graficului de reglare

Fluxul de caldura necesar incalzirii cladirilor este rezultatul efectelor combinate si aleatorii ale diferitilor factori care intervin in bilantul schimbului de caldura specific acestui proces si anume : temperatura aerului exterior , viteza de deplasare a aerului in exteriorul cladirii ( viteza vintului ) , insolatia , aporturi interioare de caldura etc.

Debitul de caldura preluat de instalatiile de incalzire este dat de relatia :

Q = G *c * ( tD – tR )

in care : G este debitul de agent ;

tD , tR – temperaturile agentului din conducta de ducere si respectiv de

intoarcere a retelei ;

c – caldura masica a apei .

Debitul de caldura transmis cladirilor este modificat prin modificarea temperaturii din conducta de ducere si de intoarcere , mentinind debitul de agent constant, solutie care poarta denumirea conventionala de reglare calitativa.

Se folosesc urmatoarele relatii de calcul :

-Urban

td,r = i 0,5 tn * /n + n * ( /n )1/(m+1)

unde : i – temperatura interioara medie

tn = ( td – tr )n

= i – te

te = + 10 , + 5 , 0 , – 5 , – 10 , -15,-18

n = i – tec

= [(td + tr)/2] – i

m = f ( tipul corpului de incalzire )

Pentru radiatoare din fonta m = 0,33

n = [(td + tr)n/2] – i

tD = td + u *(td – tr)

unde : u = coeficient de amestec

u = [( tD – td )/( td – tr )]n

– Industrial

tDi,Ri = i 0,5 tn * /n + n * (/n) 1/(m+1)

unde:

i = +16 oC ; I – temperatura aerului interior;

tn = (tDi – tRi) n

n = i – tec

= i – te

n = [(tDi + tRi)n/2] – i

Pentru registre si serpentine m = 0.25

Avind grafice de reglare diferite pentru urban si pentru industrial si tinind seama de faptul ca reteaua si sursa sunt unice, se adopta ca grafic de livrare a agentului in sistem graficul aferent constructiilor urbane. Solutia aceasta se impune pentru ca in zona industriala consumatorii se vor adapta pentru reducerea corespunzatoare a debitului de agent.

Se porneste de la ipoteza ca fluxul de caldura pentru incalzire la constructiile industriale este dat de coeficientul global de schimb de caldura inmultit cu diferenta medie de temperatura si cu suprafata de schimb de caldura.

Qi = k * * S = kx * x * S

k = kx

= x => [(tDi + tRi) /2] – i = [(tD + tRx)/2] – i

tRx = tDi + tRi – tD

Variatiile de debit datorate impunerii graficului urban la industrial:

Qi = G * c * (tDi – tRi ) = G` * c * (tD – tRx )

G`/G = (tDi – tRi )/ (tD – tRx )

Urban:

ti = +18 oC

tn = (td – tr)n = 90 – 70= 20 oC

tn = 20 oC

n = i – tec = 20 + 12= 32 oC

n = 32 oC

m = 0,33

n = [(td + tr)n/2] – i = [(90 + 70)/2] – 18 = 62 oC

n = 60 oC

u = [(tD – td)/(td – tr)]n = (130 – 90)/(90 – 70) = 2

u = 2

t1,2=ti±tn(/n+n(/n)1/1+m

T1=t1+u(t1-t2)

Industrial:

ti = +15 oC ; m = 0,25

tn = (tDi – tRi)n = 130 – 65 = 65

tn = 65 oC

n = i – tec = 18 + 15 = 33

n = 33 oC

n = [(tDi + tRi)n/2] – i = [(130 + 65)/2] – 15 = 82,5

n = 82,5 oC

m = 0,25

T1,2= ti±0,5*Tn(/n+n(/n)1/1+m

G`/G = (tDi – tRi )/(tD – tRx )

te = – 18 oC G`/G = (13urii din conducta de ducere si de intoarcere , mentinind debitul de agent constant, solutie care poarta denumirea conventionala de reglare calitativa.

Se folosesc urmatoarele relatii de calcul :

-Urban

td,r = i 0,5 tn * /n + n * ( /n )1/(m+1)

unde : i – temperatura interioara medie

tn = ( td – tr )n

= i – te

te = + 10 , + 5 , 0 , – 5 , – 10 , -15,-18

n = i – tec

= [(td + tr)/2] – i

m = f ( tipul corpului de incalzire )

Pentru radiatoare din fonta m = 0,33

n = [(td + tr)n/2] – i

tD = td + u *(td – tr)

unde : u = coeficient de amestec

u = [( tD – td )/( td – tr )]n

– Industrial

tDi,Ri = i 0,5 tn * /n + n * (/n) 1/(m+1)

unde:

i = +16 oC ; I – temperatura aerului interior;

tn = (tDi – tRi) n

n = i – tec

= i – te

n = [(tDi + tRi)n/2] – i

Pentru registre si serpentine m = 0.25

Avind grafice de reglare diferite pentru urban si pentru industrial si tinind seama de faptul ca reteaua si sursa sunt unice, se adopta ca grafic de livrare a agentului in sistem graficul aferent constructiilor urbane. Solutia aceasta se impune pentru ca in zona industriala consumatorii se vor adapta pentru reducerea corespunzatoare a debitului de agent.

Se porneste de la ipoteza ca fluxul de caldura pentru incalzire la constructiile industriale este dat de coeficientul global de schimb de caldura inmultit cu diferenta medie de temperatura si cu suprafata de schimb de caldura.

Qi = k * * S = kx * x * S

k = kx

= x => [(tDi + tRi) /2] – i = [(tD + tRx)/2] – i

tRx = tDi + tRi – tD

Variatiile de debit datorate impunerii graficului urban la industrial:

Qi = G * c * (tDi – tRi ) = G` * c * (tD – tRx )

G`/G = (tDi – tRi )/ (tD – tRx )

Urban:

ti = +18 oC

tn = (td – tr)n = 90 – 70= 20 oC

tn = 20 oC

n = i – tec = 20 + 12= 32 oC

n = 32 oC

m = 0,33

n = [(td + tr)n/2] – i = [(90 + 70)/2] – 18 = 62 oC

n = 60 oC

u = [(tD – td)/(td – tr)]n = (130 – 90)/(90 – 70) = 2

u = 2

t1,2=ti±tn(/n+n(/n)1/1+m

T1=t1+u(t1-t2)

Industrial:

ti = +15 oC ; m = 0,25

tn = (tDi – tRi)n = 130 – 65 = 65

tn = 65 oC

n = i – tec = 18 + 15 = 33

n = 33 oC

n = [(tDi + tRi)n/2] – i = [(130 + 65)/2] – 15 = 82,5

n = 82,5 oC

m = 0,25

T1,2= ti±0,5*Tn(/n+n(/n)1/1+m

G`/G = (tDi – tRi )/(tD – tRx )

te = – 18 oC G`/G = (130 – 65)/ (130 – 65 ) = 1

te = -15 oC G`/G =0,97

te = -10 oC G`/G = 0,91

te = – 5 oC G`/G =0,82

te = 0oC G`/G =0,71

te = + 5 oC G`/G = 0,54

te = +10 oC G`/G = 0,31

I.2 Stabilirea punctului de fringere in graficul de reglare si marcarea temperaturii corespunzatoare temperaturii medii de lunga durata pe perioada de incalzire

Se observa din graficul de reglare ca la temperaturi exterioare ridicate (in apropierea limitei perioadei de incalzire) temperatura apei de termoficare atinge valori inacceptabile din punct de vedere al procesului de preparare a apei calde de consum cu o temperatura conform normelor in vigoare de 60 oC.

Aceasta presupune ca temperatura apei de termoficare in aceasta zona (+10oC…..t’e) sa fie mentinuta constanta si sa se gaseasca la un nivel:

tacc + (8…10)oC = 60 + 10 = 70 oC

Trasind o paralela la abscisa in dreptul temperaturii de 70 oC am citit din grafic tD’, td’, tr’.

Din punct de vedere al procesului de incalzire mentinerea acestei temperaturi , superioara celor cerute de grafic pentru instalatia de incalzire, conduce la tendinta de supraincalzire a consumatorilor impunindu-se o reglare prin intermitenta (tot sau nimic).

La temperatura exterioara de calcul tec = – 15 oC, temperatura medie de lunga durata corespunzatoare este tem = + 2,5 oC.

Concluzii

La consumatorii urbani s-a adoptat reglarea calitativ centrala pina la punctul de fringere si reglarea prin intermitenta intre punctul de fringere si limita perioadei de incalzire.

La consumatorii industriali , datorita adoptarii noii curbe tD urban, reglarea finala va fi calitativ centrala, completata cu o reglare cantitativ locala la punctele termice industriale dupa curba G’/G.

CAP. II Calculul sarcinii termice

II.1 Calculul sarcinii termice a microraionului M1

Pentru calculul sarcinii termice s-a utilizat metoda indicilor specifici de consum , aceasta fiind cea mai simpla metoda cu un grad relativ redus de exactitate .

Metoda consta in stabilirea unui indice pentru un apartament mediu conventional, cu o suprafata medie locuibila de cca 30 m2 ( 2 camere ) si cu o suprafata bruta de 60 m2.

Pentru stabilirea indicilor se folosesc mai ales proiecte de executie , lucrindu-se in mod curent cu valorile qi = 4000 – 5000 W/ap c , iar pentru apa calda de consum

qacc = 800 – 850 W/ap c .

Sarcina pentru incalzire se calculeaza cu formula :

Qi = nap c * qi [ W ]

nap c – numarul de apartamente conventionale .

Sarcina pentru apa calda de consum se calculeaza cu formula :

Qacc = nap c * qacc [ W ]

In planul de situatie al microraionului M1 exista patru tipuri de cladiri de locuit :

tip A – P + 4 etaje;

tip B – P + 4 etaje;

tip C – P + 4 etaje;

tip D – P + 8 etaje.

tip E – P + 8 etaje

tip F – P + 10 etaje

Pentru tipul A :

nap c = = = = 65 ap/bloc

= 65 x 4 = 260 ap/ tip

Pentru tipul B:

nap.c = = 55 ap/bloc

= 55 x 4 = 220 ap/tip

Pentru tipul C:

nap.c = = 70 ap/bloc

= 70 x 2 = 140 ap/tip

Pentru tipul D :

nap.c = = 270 ap/bloc

= 270 x 2 = 540 ap/tip

Pentru tipul E :

nap.c = = 216 ap/bloc

= 216 x 4 = 864 ap/tip

Pentru tipul F:

nap.c = = 126,5 ap/bloc

= 126,5 x 6 = 759 ap/tip

Calculul sarcinii termice totale, pentru incalzire si pentru apa calda de consum , in microraionul M1 :

= 4000 x 260 = 1,04 MW

= 4000 x 220 = 0,880 MW

= 4000 x 140 = 0,560MW

= 4000 x 540= 2,160MW

= 4000 x 864= 3,456MW

= 4000 x 759= 3,036MW

= + + + + + = 11,132 MW

= 11,132 MW

= 700 x 260 = 0,182 MW

= 700 x 220 = 0,154 MW

= 700 x 140 = 0,098 MW

= 700 x 540 = 0,378 MW

= 700 x 864 = 0,605 MW

= 700 x 759 = 0,531 MW

= + + + ++= 1,948 MW

= 1, 94 MW

II.2 Calculul sarcinii termice la CET

Pentru a putea determina sarcina termica la CET s-au calculat densitatile termice pentru incalzire si apa calda de consum corespunzatoare microraionului M1 .

= [ W/m2 ]

= [ W/m2 ]

W/m2

W/m2

Cu ajutorul acestor densitati termice putem calcula sarcina termica pentru alte microraioane ( Mx ) in ipoteza ca regimul de constructie si suprafetele construite sunt apropiate .

= x

= x

=0,0001148 * 104025 = 11,950 MW

= 0,00002029 * 104025 = 2,174 MW

= 0,0001148 * 98325 = 11,295 MW

= 0,00002029 * 98325 = 2,058 MW

= 0,0001148 * 91200 = 10,477 MW

= 0,00002029 * 91200 = 1,909 MW

= 0,0001148 * 92625 = 10,641 MW

= 0,00002029 * 92625 = 1,939 MW

= 0,0001148 * 99750 = 11,459 MW

= 0,00002029 * 99750 = 2,088 MW

= 0,0001148 * 101175 = 11,623 MW

= 0,00002029 * 101175 = 2,118 MW

= 0,0001148 * 81225 = 9,331 MW

= 0,00002029 * 81225 = 1,700 MW

= 0,0001148 * 106875 = 12,278 MW

= 0,00002029 * 106875 = 2,237 MW

QCET = 1,05 x ( Qurban + Qind )

QCET = 1,05 x 222,627 = 233,758 MW

QCET = 233,758 MW

TRASAREA RETELEI TERMICE IN MICRORAIONUL M1

Instalatia de transformare a parametrilor agentului termic (punctele termice de racordare) s-au considerat ca fiind amplasate in subsolul tehnic al cladirilor alimentate, in incaperi special amenajate cu o suprafata de 8 10 m2 aflate in apropierea accesului in cladiri si situate pe o latura a cladirilor .

Pentru stabilirea punctelor termice s-au considerat incarcari maxime de 0,70,8 MW pentru un punct termic.

S-a adoptat configuratia arborescenta, trasarea retelei facindu-se prin spatiile verzi si prin reteaua pietonala urmarindu-se paralelismul cu arterele de circulatie, cu laturile cladirilor si cu traseul altor tipuri de retele edilitare .

La traversarea arterelor de circulatie traseul retelei termice va urmarii o directie perpendiculara pe axul arterei respective.

CAP. III Calculul hidraulic

In toate sistemele de alimentare cu caldura din tara noastra s-a adoptat configuratia arborescenta pentru retelele de apa fierbinte .

Cunoscind debitul de agent necesar fiecarui consumator, se determina usor debitul ce trebuie asigurat pe diferitele tronsoane ale retelei de distributie ; in final , prin insumarea tuturor debitelor de agent rezulta debitul total care trebuie vehiculat prin surse.

Pentru circulatia in retea a agentului trebuie determinate marimea diametrelor conductelor pe diferitele ramuri si tronsoane ale retelei de transport si distributie si pierderile de sarcina hidraulica ce rezulta in consecinta. Se ia in considerare solutia curenta in tara noastra si anume aceea a retelelor bitubulare inchise.

Etapele calculului hidraulic :

Intocmirea schemei de calcul hidraulic ( reteaua din microraionul M1 si reteaua CET-oras ).

Calculul debitelor de agent termic pe tronsoanele retelei.

Calculul de dimensionare al conductelor pentru tronsoanele din retea.

Calculul pierderilor de sarcina pe tronsoanele retelei , pe circuitele de alimentare a consumatorilor si echilibrarea hidraulica a retelei.

Intocmirea graficului piezometric si interpretarea acestuia..

III.1 Intocmirea schemei de calcul hidraulic

Schema de calcul hidraulic se traseaza tinind cont de configuratia retelei, simplificat. Pe schema sunt inscrise valori caracteristice fiecarui tronson ca: debite, sarcini termice, lungimi si diametre.

III.2 Calculul debitelor de agent termic

Pentru consumatorii urbani in vederea prepararii apei calde de consum s-a utilizat schema de racordare in doua trepte serie-paralel cu instalatia de incalzire.

In cazul acestei scheme, denumita si “ schema mixta “, apa calda de consum se prepara in schimbatoare de caldura grupate in doua trepte.

Prima treapta se realizeaza in schimbatoare apa-apa cu volum redus, racordate la conducta de apa de retea dupa sistemul de incalzire.

A doua treapta de preparare a apei calde de consum este racordata in paralel cu sistemul de incalzire. Instalatia poate fi prevazuta cu acumulatoare de apa calda.

Schema serie-paralel este o dezvoltare a schemei de racordare in paralel, constind in introducerea unei trepte suplimentare de preparare in scopul majorarii capacitatii de transport a retelei termice prin utilizarea caldurii de potential scazut a apei de retea la iesirea din sistemul de incalzire.

Fata de schema in paralel rezulta o diminuare a debitului de apa de retea aferent prepararii apei calde de consum cu o cantitate proportionala cu cantitatea de caldura preluata de catre apa calda de consum in prima treapta de incalzire.

Debitul de caldura necesar incalzirii apei calde de consum se calculeaza cu urmatoarea formula :

, in care :

= sarcina termica medie pentru apa calda

tac = temperatura apei calde tac = 55 oC

tint = temperatura intermediara realizata dupa prima treapta de preparare a apei calde de consum

tar = temperatura apei reci tar = 5 oC

Debitele de apa din retea se afla utilizind urmatoarea formula :

GPTx = Gi + Gacc = in care:

Gi = debitul de agent termic necesar incalzirii

Gacc = debitul de agent termic necesar prepararii apei calde de consum

Qi = sarcina termica pentru incalzire

= sarcina termica pentru apa calda de consum

c = caldura specifica a apei c = 4,186 KJ/Kg

tD = temperatura agentului termic pe tur in reteaua exterioara

td = temperatura agentului termic pe returul retelei exterioare

Indicele n provine de la regimul nominal

= temperatura citita in graficul de reglare a furnizarii caldurii in dreptul punctului de fringere a graficului

tint = – ( 8 10 ) oC

tint = 44 – 8 = 36 oC tint = 36 oC

= 5 oC

Centralizator pentru microraioane

Pentru industrie s-a utilizat schema de racordare simpla intr-o treapta in paralel cu instalatia de incalzire si prevazuta cu acumulare.

Racordarea la reteaua de termoficare a instalatiei de preparare a apei calde de consum se face prin schimbatoare de caldura apa – apa cu acumulare.

Pentru mentinerea temperaturii apei calde de consum la o valoare constanta se prevede un regulator direct de temperatura. Pe conducta care alimenteaza sistemul de incalzire se prevede un ansamblu format din robinet de reglare ( RRAE ) si regulator cu impulsuri de temperatura.

Pentru calcul se adopta datele corespunzatoare punctului de fringere a graficului de reglaj, conducind la debitul maxim de agent termic necesar prepararii apei calde de consum ca urmare a nivelului minim de temperatura al acestuia.

Debitul de agent necesar pentru alimentarea unui consumator ce necesita caldura pentru incalzire si alimentarea cu apa calda de consum va fi :

G = Gi + Gacc unde:

G = debitul total de apa de retea [ t/h ]

Gi = debitul pentru incalzire; Gi = [ t/h ]

Gacc = debitul pentru prepararea apei calde de consum;

Gacc = [ t/h ]

Centralizator pentru microraion M1

III.3 Alegerea diametrelor conductelor

In principiu, la un debit de agent termic vehiculat pe un tronson de retea se poate prevedea orice diametru de conducta, diferentele fiind concretizate in pierderi de sarcina mai mici sau mai mari .

Normativele si instructiunile de proiectare din tara noastra prescriu drept criteriu principal de alegere a diametrelor conductelor “ pierderile specifice de sarcina “, pierderi care trebuie sa se inscrie intr-un anumit domeniu de valori in functie de pozitia ocupata de tronsoanele dimensionate in ansamblul retelei, astfel :

pe bransamente, pierderea specifica de sarcina ps, trebuie sa fie cuprinsa intre 150 300. Pa/m;

pe tronsoanele retelei de distributie din interiorul ansamblurilor de locuinte,

ps = 70 100 Pa/m ;

pe tronsoanele retei de distributie care alimenteaza zone mari de consumatori si pe magistralele de transport ps = 30 60 Pa/m;

Viteza de circulatie a apei de retea nu constituie un criteriu de alegere a diametrelor conductelor, insa se recomanda sa se situeze in domeniul 0,5 3 m/s.

Cind exista un disponibil mare de presiune in punctul de racordare a unui consumator este admisa depasirea limitei maxime a pierderilor specifice de sarcina mentionata anterior pe bransamentul acestuia , cu conditia sa nu se depaseasca viteza de 3 m/s .

La alegerea diametrelor se folosesc in mod curent nomograme de calcul in care se pot citi usor, la orice debit de agent si diametru de conducta, pierderea de sarcina si viteza de circulatie a acestuia .

Calculele au fost centralizate in tab. III.1 (pentru microraionul M1) si tab. III.2 (pentru reteaua primara).

III.4 Calculul pierderilor de sarcina

Se precizeaza ca datorita vitezelor de circulatie acceptate (0,5 3 m/s) si diametrelor in general mari ale tevilor, curgerea apei de retea se situeaza in domeniul deplin turbulent (patratic).

In cazul conductelor noi sau a celor date de curand in exploatare Ke = 0,2 mm, mai ales daca dimensionarea s-a facut mai larg (viteze mici ) este posibil ca regimul sa fie prepatratic chiar la debitul nominal.

In ceea ce priveste pierderile locale de sarcina, acestea se calculeaza considerind o lungime echivalenta de conducta, ca o cota din lungimea fizica a tronsonului respectiv. In acest sens, conform normelor de proiectare fundamentate pe calcule concrete, pentru lungimea echivalenta pierderilor locale Le se considera o cota de 20-30% din lungimea fizica L a tronsonului, pierdera totala de sarcina fiind:

p = plin + ploc = ps (L + Lc) = (1,2…1,3) psL

unde ps este pierderea specifica de sarcina.

Pentru restul circuitelor de alimentare a consumatorilor, respectindu-se cerinta echilibrarii hidraulice, pierderile de sarcina trebuie sa egaleze pe cele ale circuitului de referinta (cel mai dezavantajat, in cazul nostru CET-9-PTcmd). In masura in care este posibil, echilibrarea pierderilor de sarcina trebuie rezolvata prin dimensionare (actionind asupra diametrului conductei); atunci cand nu este posibila echilibrarea prin dimensionare se prevad rezistente locale, de obicei de tipul diafragmelor de laminare, care sa preia sarcina hidraulica excedentara.

Calculul presiunilor disponibile excedentare

pTOT retea = 2 pCET-PT cmd + 10 mCA

pexcedentar=pTOT retea-2 pCET-PT x

III.5 Intocmirea graficului piezometric

In studiile privind regimurile hidraulice de functionare a sistemelor ce folosesc apa fierbinte ca agent termic, ca si in cazul proiectelor de retele de apa fierbinte, se obisnuieste sa se elaboreze graficul piezometric al conductelor, grafic ce in esenta este construit de linia piezometrica din reprezentarea grafica a structurii ecuatiei lui Bernoulli, scrisa pentru nodurile retelei pe circuitele de alimentare.

w12/2g P1-2

w22/2g

Linia piezometrica p2/2g

P1/1g

2

1

z2

z1

Grafic se reda structura sarcinii hidraulice totale scrisa pentru doua puncte extreme ale unui tronson de conducta, amplasata la nivelul solului si cu panta acestuia.

Deci putem scrie : in care :

z = energia specifica de pozitie ;

= energia specifica de presiune ;

= energia specifica cinetica ;

p1-2 = pierderea de sarcina pe traseul dintre sectiunile 1 si 2 ;

= energia potentiala a fluidului.

Inainte de trasarea efectiva a graficului piezometric este necesar sa se cunoasca :

cotele de nivel care sunt puse la dispozitie de topografi si cu ajutorul carora putem trasa profilul longitudinal al terenului (profil care este asimilat cu profilul longitudinal al retelei);

inaltimile hidrostatice ale instalatiilor interioare de incalzire (urban Hu = 24,3 mCA, industrie Hu = 10 mCA);

presiunile maxim admise de instalatiile de incalzire si de cele de racordare:

urban – radiatoare din fonta pmax adm = 50 mCA

-CRP pmax adm = 60 mCA

industrie – serpentine, registre pmax adm = 100 mCA

parametrii nominali de temperatura si caderile de presiune din instalatia de racordare si din instalatia interioara.

La elaborarea unui grafic piezometric se impune respectarea urmatoarelor conditii care asigura buna functionare a sistemului :

pe conducta principala de intoarcere din centrala, presiunea agentului trebuie mentinuta la o valoare constanta in vederea evitarii fenomenului de cavitatie a pompelor de circulatie din centrala.

presiunea din conducta de intoarcere, la consumatorii racordati direct trebuie sa fie mai mare decit inaltimea hidrostatica a instalatiei interioare, in scopul evitarii golirii acesteia.

presiunea din conducta de ducere la limita instalatiilor consumatorilor, trebuie sa fie mai mica decit presiunea maxima admisa de instalatiile respective .

in oricare punct al sistemului se impune ca presiunea sa fie mai mare decit presiunea de vaporizare a apei la temperatura maxima de functionare, in scopul evitarii fierberii acestui agent.

presiunea disponibila din instalatiile de racordare a consumatorilor trebuie sa fie egala, in conditii de calcul, cu suma pierderilor de sarcina corespunzatoare circulatiei debitului nominal de agent.

Cind presiunea disponibila este mai mare decit pierderile de sarcina, se introduc rezistente hidraulice suplimentare pentru eliminarea sarcinii hidraulice excedentare.

In situatia opririi pompelor de circulatie din centrala, in sistem trebuie sa se realizeze o presiune, denumita presiune in regim static; aceasta presiune se stabileste punind conditia ca punctul de cota maxima din instalatiile interioare racordate direct sa existe o suprapresiune de 0,4 0,5 bar, in scopul evitarii golirii instalatiilor de la cotele inalte ale sistemului.

Etapele intocmirii graficului piezometric

1. Se va adopta o scara pe verticala 1 : 500 si pe orizontala 1 : 2000.

2. La baza planului se va trasa un tabel cu urmatoarele rubrici:

– denumirea punctului

– cota de nivel a punctului

– distanta intre puncte

– distanta cumulata

– sistemul de racordare

3. Se traseaza schema monofilara a retelei.

4. Se traseaza profilul longitudinal al terenului.

Cota centralei trebuie sa fie intre 50 – 400 m.

Intre doua cote succesive nu trebuie sa existe o diferenta mai mare de 10 – 15 m.

Intre cota maxima si minima care apare in planul de situatie nu trebuie sa existe o diferenta mai mare de 25 – 30 m.

5. Se traseaza inaltimile hidrostatice in dreptul punctelor termice urbane si industriale. Pentru consumatorii urbani, inaltimea hidrostatica este foarte apropiata de inaltimea fizica a cladirilor:

Hu = Nr. nivele x 2,75 m

Pentru consumatorii industriali, inaltimea hidrostatica este:

Hind = 15 m

Observatii:

In cazul in care pentru consumatorii urbani cel putin una dintre conditii nu este indeplinita se recurge la modul de racordare indirect.

Pentru consumatorii industriali , sistemul de racordare va fi numai sistemul de racordare direct simplu.

Interpretarea graficului piezometric

Se observa din graficul piezometric ca a fost respectata conditia de evitare a avariei in instalatiile interioare, presiunea apei din conducta de ducere, in instalatia interioara fiind mai mica decit presiunea maxima admisa in cazul utilizarii corpurilor de incalzire de tipul radiatoarelor din fonta (pmax,adm=50 mCA) si corpuri de incalzire de tip CRP (pmax,adm = 60 mCA), astfel respectindu-se conditia de evitare a avariei in instalatiile interioare.

CAP.IV Calculul mecanic al retelelor termice

In ansamblul unei retele de conducte termice, partea mecanica (tevi, armaturi, suporturi, compensatoare) prezinta cea mai mare importanta, deoarece determina, prin calitatea materialelor folosite si a executiei, prin nivelul solutiilor adoptate, functionarea eficienta si neintrerupta a sistemului de alimentare cu caldura.

In calculul mecanic al retelelor termice se include:

calculul grosimii peretelui tevilor pe baza tensiunii generate de presiunea interioara;

calculul distantelor dintre reazemele mobile ale conductelor;

verificarea tensiunii de incovoiere datorita deformatiei termice in cazul configuratiilor elastice naturale in forma de L sau Z;

calculul compensatoarelor curbate in forma de U;

calculul fortelor care actioneaza asupra reazemelor fixe ale conductelor;

verificarea rezistentei tevilor in sectiunea cu solicitare maxima.

Sarcinile (incarcarile) conductelor care genereaza starile de tensiune in materialul acestora pot fi impartite in urmatoarele categorii:

sarcini permanente, provenind din: presiunea interioara, greutatea proprie totala a conductelor si armaturilor, elasticitatea compensatoarelor de dilatare (compensatoare curbate, configuratii naturale in forma de L si Z etc);

sarcini periodice (temporare) provenind din:actiunea vintului, frecarea in reazemele mobile si in compensatoarele cu presetupa, frecarea in pamint sau in izolatie, in cazul montarii conductelor fara canal (direct in pamint sau in izolatie rigida);

sarcini temporare incidentale provenind din: incalzirea neuniforma rapida a conductelor, tasarea unor reazeme mobile etc.

In cazul conductelor amplasate aerian calculul mecanic va cuprinde absolut toate etapele enumerate mai sus.

In cazul retelelor subterane fara canal tehnic calculul mecanic va cuprinde aceleasi etape cu exceptia celei care se refera la calculul distantei intre reazemele mobile. Pentru aceste tipuri de retele se va efectua calculul lungimii maxime admise si calculul deformatiilor datorate diferentei de temperatura.

Calculul mecanic se va efectua pentru cele doua tipuri de retele:

reteaua care alimenteaza zona industriala – retea aeriana;

reteua care alimenteaza zona urbana si reteaua din microraionul M1 – retea amplasata subteran.

Inaintea calculului efectiv s-a elaborat schema termomecanica a retelei aeriene si subterane, schema care contine urmatoarele:

punctele fixe; acestea se prevad la limita sursei, la limita fiecarui abonat, in nodurile de ramificatie, inainte si dupa schimbarile de directie la distante rational alese fata de virfurile de unghi, pe tronsoanele rectilinii la o anumita distanta care sa nu depaseasca lungimea admisa in vederea evitarii pericolului de flambaj (lungimile maxime admise depind de diametrul conductei si tipul compensatorului);

compensatoarele de dilatare L, Z, U, presetupe etc.;

robinetele de sectionare (de izolare) in caz de avarie;

toate conductele pe care le contine reteaua, cu precizarea pozitiei pe care o ocupa conductele una fata de alta (privind spre consumator conducta de ducere se afla in dreapta, iar conducta de intoarcere se afla in stinga).

IV.1 Calculul grosimii peretilor conductelor retelei termice

Calculul grosimii peretilor conductelor s-a facut prin metoda rezistentei admisibile aplicind formula :

[mm] unde:

pi = presiunea interioara maxima de functionare (presiunea nominala), in N/m2;

di = diametrul interior al tevii (se poate asimila cu diametrul nominal), in m;

= coeficient de calitate a sudurii, diferit ca valoare, dupa tehnologia de sudare:

= 1 pentru tevi trase

= 0,9 pentru tevi sudate.

a = rezistenta admisibila a materialului, rezistenta care se determina cu relatia :

unde:

r = coeficient de rezistenta la rupere, [daN/cm2]

cs = coeficient de siguranta

cs = 3,75 pentru tevi trase

cs = 3 pentru tevi sudate.

c = adaos de coroziune.

Dupa efectuarea calculelor se aleg tevile din productia curenta, cu grosimea peretelui cea mai apropiata de cea calculata.

Exemplu pentru Dn = 800 mm:

In timpul probelor de presiune se inregistreaza presiunea maxima si anume p = 75 mCA, rezulta pi = 7,5 daN/cm2.

di = 804 mm

Aleg OL44 r = 4400 daN/cm2, cs = 3 pentru tevi sudate elicoidal

= = 1467 daN/cm2

= 0,9 pentru tevi sudate

mm

s = 0,328 cm

Aleg Dn = 800 mm, De = 820 mm, s = 8 mm.

Pentrul restul diametrelor calculul s-a efectuat similar iar rezultatele sunt prezentate in urmatorul tabel:

IV.2 Calculul distantelor intre reazemele mobile ale conductelor

Se foloseste relatia:

[m]

in care:

w = modulul de rezistenta al tevii [cm2]

ai(g) = rezistenta admisibila la incovoiere datorata greutatii [daN/cm2]

ai(g) = 200 – 250 daN/cm2 pentru amplasare subterana si-n canale nevizitabile;

ai(g) = 500 – 600 daN/cm2 pentru amplasare aeriana sau in canale vizitabile;

gt = greutatea conductei + greutatea apei + greutatea izolatiei [daN]

Amplasare aeriana

Tronsonul 1-24 (Dn = 500 mm)

w = 1430,7 cm3

ai(g) = 550 daN/cm2

gt = 3,703 daN/cm

l = = 1457,7 cm

l = 14 m

Tronsonul 25-26 (Dn = 450 mm)

w = 1430,7 cm3

ai(g) = 550 daN/cm2

gt = 3,703 daN/cm

l = = 1457,7 cm

l = 14,577 m

Tronsonul 26-PTI3 (Dn = 300 mm)

w = 933,29 cm3

ai(g) = 550 daN/cm2

gt = 2,461 daN/cm

l = = 1444,2 cm

l = 14,442 m

Amplasare subterana

Tronsonul 1-2;2-3;3-4 (Dn = 500 mm)

w = 1625,64 cm3

ai(g) = 250 daN/cm2

gt = 3,88 daN/cm

l = = 3236 cm

l = 15 m

Tronsonul 4-5 (Dn = 450 mm)

w = 1430,7 cm3

ai(g) = 200 daN/cm2

gt = 3,462 daN/cm

l = = 909,13 cm

l = 9,00 m

Tronsonul 5-6;6-7 (Dn = 400 mm)

w = 916,23 cm3

ai(g) = 200 daN/cm2

gt = 2,463 daN/cm

l = = 862,55 cm

l = 8,5 m

Tronsonul 7-8 (Dn = 350 mm)

w = 933,29 cm3

ai(g) = 200 daN/cm2

gt = 2,259 daN/cm

l = = 909 cm

l = 9,00 m

Calculele au fost centralizate in tabelul urmator:

IV.3 Calculul configuratiilor elastice

Calculul compensatorului curbat in forma de U

y

B

H

R x

L

L = 85 m

R = (1 2) x Dn = 1m

Dn = 500 H = (7 8) m H = 5 m

L = x L x T = 12 x 10-6 x 85 x 130 = 0,133 m

L = 0,133 m

Din relatia L = unde A = f (R, H, B)

A = , in care Dext = 520 mm

A = = 1,179 * 108 cm3

A = 1,179 * 108 cm3

Din relatia:

A = 0,07 x R3 – 0,28 x R2 x H – 0,86 x R x H2 + 0,67 x H3 + B x H2

B =

B = = 227,76 m

Aleg B = 2,5 m

Se recalculeaza A:

A = 0,07 x 1003 – 0,28 x 1002 x 500 – 0,86 x 100 x 5002 + 0,67 x 5003 + 250 x 5002

A = 1,234 * 108 cm3

= 2

Se calculeaza forta elastica:

X = unde

E = modul de elasticitate E = 2 x 106 daN/cm2

I = momentul de inertie I = 42348 cm4

X = = 4564,25 daN

X = 4564,25 daN

Calculul fortei de frecare:

Pf = x g x in care:

– coeficient de frecare

g – greutatea conductei

Pf = 0,1 x 629,8 x = 2676,65 daN

Pf = 2676,65 daN

y

B

R H x

L

Dn = 350 mm

L = 100 m

R = (1 – 2) Dn = 0,7 m

R = 0,7 m

Pentru Dn = 350 mm H = 3,5 m

L = x L x T = 12 x 10-6 x 100 x 130 = 0,156 m

L = 0,156 m

A = in care Dext = 377 mm

A = = 0,702 * 108 cm3

A = 0,702 * 108 cm3

B =

B = = 402,485 cm

Aleg B = 4,5 m

Se recalculeaza A:

A = 0,07 x 703 – 0,28 x 702 x 350 – 0,86 x 70 x 3502 + 0,67 x 3503 + 70 x 3502

A = 0,8 * 108 cm3

= 0,77

Se calculeaza forta elastica:

X =

unde

E = modul de elasticitate E = 2 x 106 daN/cm2

I = momentul de inertie I = 11759,26 cm4

X = = 1720,22 daN

X = 1720,22 daN

Calculul fortei de frecare:

Pf = x g x

in care:

– coeficient de frecare

g – greutatea conductei

Pf = 0,1 x 246,1 x = 1230,5 daN

Pf = 1230,5 daN

Calculul componentelor fortelor de frecare determinate de reazemele mobile

Cazul configuratiei elastice in forma de L

y C n = = = 1,818

L2=80m = = arctg = 61,19 o

A B x = 61,19 o

L1=44m

Pfx = ax x g x(L1 + ) x cos = 0,1 x 370,3 x 84 x 0,482 = 1499,27 daN

Pfx = 1499,27 daN

Pfy = tg x g x x sin = 0,3 x 370,3 x 22 x 0,876 = 2140,93 daN

Pfy = 2140,93 daN

Cazul configuratiei elastice in forma de Z

y

L1=60m B x

A

L’=30 m

L”=30 m

D

C L2=65 m

Pfx = ax x g x (L1 + ) x cos = 0,03 x 507,69 x 65 x (60+65/4)/68,23 = 1106,36 daN

Pfx = 1106,36 daN

Pfy = tg x g x x sin = 0,03 x 507,69 x 30 x (65+60/4)/67,08 = 544,93 daN

Pfy = 544,93 daN

IV.4 Calculul fortelor in puncte fixe

Punctele (reazemele) fixe, avind functia de a asigura controlul preluarii deformatiilor termice cu ajutorul compensatoarelor, sunt solicitate de o serie de forte. In functie de solutiile adoptate privind tipul de compensator, de diametrul si lungimea tronsoanelor aflate de o parte si de alta a punctelor fixe, pot sa apara, partial sau in totalitate, urmatoarele forte:

forte de frecare din reazemele mobile;

forte de frecare din compensatoarele cu presetupa;

forte de reactiune ale compensatoarelor in forma de U;

forte de reactiune ale configuratiilor elastice naturale in forma de L si Z;

forte generate de presiunea interioara neechilibrata.

Fortele in plan vertical

Calculul fortelor ce intervin in punctul fix F1

y

D2=500mm

F2 F1

Pfx2 x

D1=800mm

Pfy1 Pf Py2

Pfx1 Y2

Pf1x

Pf2y

Y3

F3

A. Fortele in plan vertical

Rv = (gi x )

unde:

g = greutatea conductei

l = distanta dintre reazemele mobile

Rv = = 7396,57 daN

Rv = 7396,57 daN

Fortele in plan orizontal

D2=500 mm=D3

picot2

picot1 V1

pivana1

D1=800 mm pifo

pivana2

V2

picot3

Caz 1: V1;V2 inchise

Pix = – Picot1 + Pfo = 0

Piy = Piv1 – Piv2 = 0

Caz 2 : V1 inchis;V2 deschis

Pix = – Picot1 + Pfo = 0

Piy = Piv1 – Picot3 = 0

Caz 3 : V2 inchis;V1 deschis

Pix = – Picot1 + Pfo = 0

Piy = Picot2 – Piv2 = 0

Caz 4 : V1;V2 deschise

Pix = – Picot1 + Pfo = 0

Piy = Picot2 – Picot3 = 0

VI.1.5 Calculul efortului echivalent intr-un punct de solicitare maxima

Intrucit conductele retelelor termice intr-o sectiune data sunt solicitate dupa mai multe directii, apare necesitatea verificarii rezistentei materialului din care sunt fabricate in conditiile uneia din teoriile clasice din acest domeniu; in oricare din teoriile de rezistenta se deduce relatia specifica de verificare de forma

ech = f (1, 2, 3) < e in care:

ech = efortul unitar normal echivalent celor trei eforturi 1, 2 si 3 orientate pe directiile axiala, tangentiala si radiala (notate in ordine descrescatoare);

e = limita de elasticitate a materialului.

r = – pi

tg =

ax = y

F2

F3 x

F4

F12

r = – pi = – 10 daN/cm2

tg = = 437,5 daN/cm2

tg = 437,5 daN/cm2

ax =

N = Pc1 – Pf1 – X1 = – 4660,52 – 4194,978 = 29609,5 daN

N = 29609,5 daN

Ap = x Di x s = 3,14 x 70 x 0,8 = 175,84 cm2

Ap = 175,84 cm2

= = = 500 daN/cm2

= 500 daN/cm2

ax = + 500 = 168,39 + 500 = 668,39 daN/cm2

ax = 668,39 daN/cm2

1 = ax = 668,39 daN/cm2

2 = tg = 437,5 daN/cm2

3 = r = – 10 daN/cm2

= 365,3 daN/cm2 > 0

ech = 12 + 22 + 32 – 2 x x (1 x 2 + 2 x 3 + 3 x 1)

ech = 668,392 + 437,52 + (-10)2 – 2 x 0,3 x (668,39 x 437,5 – 4375 – 6683,9)

ech = 685,15 daN/cm2

ech < adm = 3700 daN/cm2

CONCLUZII

Din proiectul de fata se desprind urmatoarele concluzii:

La consumatorii urbani s-a adoptat reglarea calitativ centrala pina la punctul de fringere si reglarea prin intermitenta intre punctul de fringere si limita perioadei de incalzire.

La consumatorii industriali, datorita adoptarii curbei tD urban, reglarea finala va fi calitativ centrala, completata cu o reglare cantitativ locala la punctele termice industriale dupa curba G’/G.

Pentru calculul sarcinii termice s-a utilizat metoda indicilor specifici rezultind sarcina termica pentru incalzire Qi = 11,132 MW si sarcina termica pentru apa calda de consum Qacc = 1,94 MW pentru microraionul M1.

Sarcina termica la CET : QCET = 222,65 MW.

In urma efectuarii calculului hidraulic au rezultat pierderile de sarcina pe tronsoanele retelei si pe fiecare circuit de alimentare a consumatorilor, au fost calculate presiunile excedentare pentru anumiti consumatori si s-a intocmit graficul piezometric.

In urma efectuarii calculului hidraulic au rezultat pierderile de sarcina pe tronsoanele retelei si pe fiecare circuit de alimentare a consumatorilor, au fost calculate presiunile excedentare pentru consumatorii alimentati si s-a intocmit graficul piezometric. Au rezultat: Ha = 20 mH2O; Hc =85 mH2O; Hst = 65.5 mH2O;

In urma efectuarii calculului mecanic s-a determinat grosimea peretilor de conducta, s-au determinat distantele intre suporturile mobile pentru toata gama de diametre ale retelei, au fost dimensionate compensatoarele curbate in forma de U, s-au calculat eforturile de incovoiere pentru configuratiile natural elastice L si Z. S-au calculat fortele in puncte fixe precum si efortul echivalent intr-un punct de solicitare maxima.

Aceasta parte a doua a proiectului se refera la realizarea modelului teoretic in vederea asigurarii din sistemul de termoficare a unui nou serviciu pentru consumatori si anume frigul necesar climatizarii acestora.

Tehnologia de producere a frigului utilizand fenomenul de absorbtie este cunoscuta inca din anii 1755 cand William Cohlen a obtinut o cantitate foarte mica de gheata prin evaporarea apei intr-un clopot de sticla vidat. Ciclul de absorbtie amoniac – apa este brevetat pentru prima data in 1859. Aceasta tehnologie cunoaste apogeul intre anii 1950 – 1970 cand cele mai renumite firme in domeniu (Carrier, Trane, York) extind aplicarea acestei tehnologii in domeniul climatizarii.

Dupa anii 1980 datorita in principal problemei alimentarii cu gaze naturale si a eficientei superioare a compresoarelor actionate electric se revine puternic la ciclurile cu compresie mecanica. Totusi ciclurile cu absorbtie se mentin in Japonia unde este incurajata aceasta tehnologie datorita politicii nationale de incurajare a utilizarii gazelor naturale si a costurilor foarte mari de producere a energiei electrice.

Incepand cu anii 1990 ciclurile cu absorbtie revin datorita cercetarilor in domeniu care au condus la imbunatatirea performantelor acestora, actualmente existand doua directii majore : echipamente care utilizeaza bromura de litiu – apa si cele cu solutie amoniac – apa, ultima fiind folosita pentru consumuri relativ mici de frig in comparatie cu prima directie orientata spre marii consumatori de frig.

Ca avantaje ale masinilor frigorifice cu absorbtie enumeram :

putere electrica consumata foarte mica in comparatie cu cea folosita in cazul compresiei mecanice ;

fiabilitate foarte mare, silentiozitate si usor de intretinut , cu o durata de functionare de pana la 30 ani fara a necesita interventii ;

costul investitional mai ridicat decat in cazul masinilor cu compresie mecanica este compensat de costul de exploatare si intretinere foarte redus ;

nu pun probleme speciale de instalare etc ;

Acest proiect propune utilizarea agentului termic primar de temperaturi scazute provenit de la sursele de cogenerare.

Proiectul se finalizeaza prin analiza din punct de vedere tehnic cat si economic aplicarea unei astfel de solutii pentru un consumator din sistemul de termoficare.

Acest echipament poate fi utilizat atat pentru consumatorii deja existenti dar este recomandat intr-o prima etapa pentru consumatori noi care opteaza pentru racordarea la sistemul de termoficare.

In Romania exista unitati de cercetare – dezvoltare care au ca domeniu de preocupare acest domeniu al masinilor frigorifice cu absorbtie. Insa este vizat domeniul masinilor frigorifice cu absorbtie cu ardere directa, fara rezultate practice evidentiate pana in prezent.

OBIECTIVE

Prin acest proiect ne propunem realizarea efectiva a echipamentului care sa produca necesarul de frig necesar unui apartament mediu conventional pe baza utilizarii drept agent termic primar, agentul termic furnizat de sistemul de termoficare. Aceasta poate fi considerata ca o aplicatie minora a conceptului de trigenerare, preocupare predominanta, se poate spune fara a se exagera, pe plan mondial.

Acest proiect reprezinta insa aplicarea acestui concept pentru conditiile concrete din tara noastra, situatia sistemului de termoficare, a retelelor de transport si distributie si deasemenea a instalatiilor interioare reprezentand datele de baza in acest studiu.

Finalitatea acestui proiect o constituie modelul experimental a carui functionalitate si utilitate va fi demonstrata. Rezultatele cercetarilor vor fi comunicate si publicate in cadrul unor manifestari stiintifice sau a unor publicatii tehnice de specialitate.

In ceea ce priveste incadrarea in obiectivele programului si ale prioritatilor acestuia, se poate aprecia ca prin tematica sa, proiectul se incadraza in subprogramul Constructii si Lucrari Publice, referindu-se la utilizarea maxima a sistemelor de alimentare cu caldura pentru a asigura calitatea privind functionalitatea, siguranta si confortul in constructii.

PREZENTAREA STIINTIFICA SI TEHNICA A PROIECTULUI:

Proiectul de fata propune utilizarea unor instalatii frigorifice NH3 – H2O cu absorbtie, la care generatorul de vapori amoniacali sa utilizeze ca agent termic primar, agentul termic furnizat de sursele de cogenerare, in scopul obtinerii frigului necesar climatizarii consumatorilor.

Acest agent termic primar este rezultatul racirii aburului in circuitele primare ale condensatoarelor care echipeaza centralele de cogenerare. Am putea considera in fapt acest agent termic primar din sistemul de termoficare ca agent rezidual daca nu ar exista necesitatea prepararii apei calde de consum si cateva procese tehnologice care sunt racordate la sistemul de termoficare. Acesta are vara temperaturi de ordinul de 70oC – 80 oC. Proiectul se va finaliza prin realizarea echipamentului necesar productiei de frig pentru un apartament mediu conventional si va analiza totodata implicatiile tehnico economice ale implementarii unei astfel de solutii pentru fiecare apartament in parte sau pentru grupuri de consumatori (scari de bloc). Echipamentul va fi conceput in ideea unui cost minim si performante superioare obtinute prin existenta unor recuperatoare de caldura care valorifice potentialul termic ai amoniacului si solutiei hidroamoniacale.

Odata validate performantele sale, echipamentul (care in esenta este o masina frigorifica cu absorbtie NH3 – H2O de capacitate mica sau medie) va putea utilizat de consumatori fiind racordat la sistemul de termoficare prin intermediul aceluiasi sistem de retele de transport si distributie utilizat iarna pentru alimentarea cu caldura. In acest sens se impune ca instalatiile interioare de incalzire sa fie dotate cu ventilo-convectoare care vor inlocui actualele corpuri de incalzire.

Din punct de vedere al noutatii si al complexitatii proiectului putem spune ca problematica abordata este multidisciplinara, ea presupunand atat cunostiinte legate de structura si posibilitatile sistemului de termoficare din Romania, cat si tot ceea ce se refera la domeniul instalatiilor frigorifice cu absorbtie. Cercetarile nu se refera doar la aspectele teoretice ale subiectului abordat (care vor fi rezolvate in esenta CO – CC1 al acestui proiect), ci si la rezolvarea practica si obtinerea modelului experimental, aceasta faza revenind partenerului CC2. In final se va demonstra utilitatea si functionalitatea modelului, faza care presupune implicatii ale celor doi parteneri la proiect.

Proiectul beneficiaza si de existenta unui acord de colaborare internationala care sprijina realizarea proiectului prin acordarea suportului in vederea accesului la baze de date, documentatie, software, altele decat cele care sunt mentionate in anexele proiectului.

JUSTIFICAREA PROIECTULUI:

Acest proiect vizeaza utilizarea la maximum a potentialului energetic al sistemelor de alimentare cu caldura prin termoficare, iar implementarea solutiei propuse ar putea aduce revigorarea pietei de vanzare a energiei termice produsa in sistem cogenerare .

Propunand consumatorilor ca varianta nu numai alimentarea cu caldura pentru incalzire in perioada de iarna, dar si alimentarea cu caldura pentru climatizare vara, se preconizeaza ca tendinta actuala de debransare de la sistemul de termoficare a consumatorilor va scadea masiv.

Echipamentul va putea fi utilizat deasemenea si in conditiile altor surse de caldura de aceeasi parametrii (cazane individuale, centrale termice de cartier), ceea ce face ca aria de aplicabilitate sa fie foarte mare.

Ipotezele acestui proiect sunt utilizarea aceluiasi sistem de transport si distributie pentru alimentarea cu caldura a generatorului de vapori amoniacali ai echipamentului care iarna este utilizat pentru incalzire si utilizarea in locul corpurilor de incalzire actuale a unor ventilo – convectoare care vara sa realizeze racirea spatiului respectiv.

Riscurile care pot apare sunt problemele care vor apare in incercarile de a obtine performante ridicate ale acestui echipament simultan cu preturi foarte scazute astfel incat consumatorii sa fie in final tentati de costul anual redus ( investitie si cost de exploatare si intretinere).

IMPACTUL ECONOMIC SI SOCIAL

In cadrul proiectului prezentat se vor evalua implicatiile tehnice si economice pe care le are implemenarea unei astfel de solutii. Se apreciaza ca implementarea unei astfel de solutii ar putea aduce revigorarea pietei de distributie a energiei termice produsa in sistem de cogenerare si nu numai, si va atrage cu sine franarea tendintei actuale de debransare a consumatorilor de la acest sistem. Aplicabilitatea solutiei propuse este foarte mare ea ramanand valabila si in cazul utilizarii unei alte surse de producere a energiei termice necesare alimentarii echipamentului (cazane, energie solara – pentru zone in care se poate utiliza). Echipamentul va fi conceput in ideea unui cost minim si performante superioare obtinute prin existenta unor recuperatoare de caldura care valorifice potentialul termic ai amoniacului si solutiei hidroamoniacale.

Odata demonstrate utilitatea si functionalitatea sa si dupa realizarea unei automatizari corespunzatoare (in vederea careia se va apela la un specialist in domeniu), aparatul va putea fi construit in tara, ceea ce ar putea conduce la creare de noi locuri de munca si o dezvoltare a acestei ramuri.

Partea a II a:

Proiectarea instalatiei frigorifice cu absorbtie NH3-H2O pentru asigurarea necesarului de frig a unui apartament mediu conventional

V . Calculul termic al ciclului

Instalatia cu absorbtie utilizeaza pentru realizarea procesului de lucru un amestec binar de substante : un agent frigorific si un corp absorbant .

Pentru caracterizarea starii termodinamice a amestecului sunt necesari trei parametri de stare : temperatura , presiunea , concentratia .

In urma stabilirii nivelurilor de temperatura , presiune , concentratie pentru functionarea ciclica a instalatiei a rezultat ca agent de lucru solutia hidroamoniacala.

Absorbantul este apa si agentul frigorific este amoniacul . Avantajul acestei instalatii

este obtinerea concomitenta a frigului si a apei calde . Fenomenul principal pe care se bazeaza functionarea instalatiei este fenomenul de absorbtie a agentului frigorific de catre mediul absorbant . La acest tip de instalatie , vaporii ce se degaja in fierbator au un continut ridicat de apa . Puterea frigorifica masica scade odata cu cresterea continutului de apa al vaporilor ; ca urmare coeficientul termic al instalatiei scade .

Se pune problema obtinerii unor vapori puri de ammoniac , ceea ce se realizeaza prin

introducerea unei coloane de rectificare – deflegmare .

Pentru analiza procesului termodinamic a acestei instalatii se utilizeaza diagrama I-in care se pot citi : temperatura , presiunea , entalpia , concentratia corespunzatoare parametrilor de stare in punctele caracteristice ciclului termodinamic al instalatiei .

Conform schemei instalatiei frigorifice prin absorbtie , cu rectificator si Economizor principiul de functionare este : in coloana de rectificare solutia bogata de stare 7 intra in coloana ,deasupra zonei de epuizare . Ca urmare a contactului cu vaporii calzi ce circula in contracurent din partea de fierbere propriu-zisa , lichidul se incalzeste pana la starea de saturatie si incepe sa vaporizeze , iar vaporii , ca urmare a cedarii caldurii , condenseaza .

Vaporii ramasi necondensati au concentratia mai mare,deoarece in procesul de condensare se elimina in principal apa care are punct de vaporizare mai ridicat .

Solutia in aceasta zona se epuizeaza si continua procesul de fierbere pana la starea 2 in fierbatorul propriu-zis , ca urmare a utilizarii sursei exterioare de caldura (condens) . Vaporii degazati , imbogatiti in amoniac in zona de epuizare , se considera ca parasesc zona de epuizare cu concentratia 1” . Acesti vapori se imbogatesc in amoniac , in continuare ca urmare a procesului de schimb de caldura si masa intre vapori si refluxul ce se scurge in contacurent , starea 8’, obtinandu-se in final o concentratie de 98%. Vaporii vor obtine concentratia finala de 99,9%, starea 8”, in urma procesului de condensare partiala care are loc in deflegmator.Vaporii cu starea 8” parasesc deflegmatorul si intra in condensator , unde condenseaza pana la starea 9 care se gaseste pe izobara pC ca o stare de saturatie . Lichidul se subraceste pana la starea 10 in subracitorul de lichid , dupa care se lamineaza pana la starea 11 , cu ajutorul ventilului de laminare , rezultand o cadere de presiune si temperatura .

Amestecul de stare 11 intra in vaporizator unde vaporizeaza pana la starea 12 .

Vaporii se supraincalzesc pana la starea 13 , pe baza subracirii amoniacului lichid , dupa care intra in absorbitor si sunt absorbiti de solutia saraca de stare 4 . Solutia saraca ce paraseste fierbatorul se raceste de la starea 2 la starea 3 pe seama incalzirii solutiei bogate ce s-a obtinut in absorbitor . Coborarea presiunii solutiei sarace se face cu ajutorul ventilului VRS , trecandu-se de la starea 3 la starea 4 .

Ridicarea presiunii solutiei bogate se realizeaza cu pompa Psb . Presiunea starii 6 trebuie sa invinga pierderile din zona de epuizare si economizor .

La interiorul fiecarei tevi din fierbator are loc o curgere peliculara , avand o teava fierbinte . Primii vapori produsi sunt cei de stare 1”,ultimii fiind de stare 2”.

Teava are un diametru mare rezultand un spatiu de mijloc . Vaporii produsi au o miscare ascedenta intalnind spatiile reci , ei condenseaza partial . In urma strabaterii zonei de epuizare si a coloanei de rectificare se obtine starea 1”. Din fierbator rezulta doua debite Qm0 si R , dar doar Qm0 face efectul de frig . Debitul de reflux condenseaza partial ,refluxul evolueaza de la starea 1” la starea 8’, stare lichida ce alimenteaza coloana de rectificare . Starea 8” se afla in echilibru cu starea 8’(lichid) rezultand ce concentratie si temperatura avem .

Temperatura de vaporizare se determina in functie de temperatura agentului racit la iesirea din vaporizator .

Temperatura solutiei sarace la iesirea din fierbator-punctul 2

t2 = tF – tF = 80 –6,2 =73,8 0 C

t2 = 73,8 0 C

Temperatura agentului frigorific la iesirea din condensator-punctul 9 din ciclu

t9=tw2 + tC = 25 + 3 = 28 0 C

t9 = 280 C

Temperatura de sfarsit de vaporizare a agentului frigorific – punctual 12

t12= tS2 -t0 = 6 – 3 = 3 0 C

t12 = 3 0 C

Temperatura solutiei bogate la iesirea din absorbitor- punctul 5 din ciclu

t5 = tw1 + tA = 25 + 4,3 = 29,3 0 C

t5 = 29,3 0 C

Presiunea de condensare –pentru NH3 – pur

pC= psat (t9) = 10,991 barr

pC= 10,991 barr

Pesiunea de vaporizare – pentru NH3 – pur

p0=psat (t12) =4,797barr

p0 = 4,797 barr

7) Concentratia teoretica a solutiei sarace la iesirea din fierbator – punctual 2

S=pC t2

S = 0,46

h2 = 89,6 KJ / Kg

l = 0,82 Kg / l

8) Diferenta de presiune dintre vaporizator si absorbitor

p = p / p0* p0 = 0,4 barr

p = 0,4 barr

Presiunea din absorbitor

PA = p0 – p =4,797 – 0,4 = 4,397 barr

PA = 4,397 barr

10 ) Concentratia teoretica a solutiei bogate la iesirea din absorbitor – punctul 5

b = pA t5

b = 0,56

h5 = -103 KJ / Kg

5 = 0,805 Kg / l

11) Verificarea intervalului de degazare

bS = 56 – 46 = 10 % > 5 %

Concentratia vaporilor de NH3 care ies din fierbator

8 = 99,5 %

Temperatura NH3 la iesirea din economizorul E2

t10 = t12 + tE2 = 3 +8 = 11 0C

t10 =11 0C

Parametrii termodinamici in punctual 1 (solutie bogata la saturatie la p6)

p1 = p6 = 10,991 barr ;t1 =580C h1 = 25 KJ /Kg

Parametrii termodinamici in punctual 4 ( solutie saraca la pA )

p4 = pA = 4,397 barr

t4 = 41 0C

h4 = -44,9 KJ / Kg

4 = 0,77 Kg / l

Parametrii termodinamici in punctul 6

p6= p5 + 1,5 = 4,397 +1,5 = 5,897 barr

t6 = t5 = 30 0C

h6 = h5 + v5 ( p6 – p5 ) = -103 + (1,242 * 1,5 ) = – 101,507 KJ / Kg

Factorul de circulatie

f= (S ) / ( b – S ) = ( 0,995 – 0,46 ) / ( 0,56 – 0,46 ) = 5,25

f= 5,25

Parametrii termodinamici in punctul 7

t7= t1 – ( 10 …15 ) 0C = 58 – 13 = 45 0C

p7= 7,5 barr

h7= – 32,9 KJ / Kg

b = 0,56

7 = 0,79 Kg / l

Parametrii termodinamici in punctul 3 din ciclu – bilantul termic pe economizorul de solutie E1

(f – 1 ) * ( h2 – h3 ) = f * ( h7 – h6 )

h3 = [-f* ( h7 – h6 ) + (f – 1 ) * h2 ] / ( f – 1 ) = [-5,25* (-20+91,37) + 4,25*90]/4,25

h3 = 81,2 KJ / Kg

p3 = p2 – 0,5 = 10,991 –0,5 = 10,491 barr

S= 0,56

3= 2= 0,82g / l

t3= 68 0C

Parametrii termodinamici in punctul 8 din ciclu – determinare din diagrama h-si din diagrama log p-h pentru NH3 pur . Determinarea diferentei de entalpie h dintre valorile entalpiei punctului 8 stabilita in diagrama h- si in diagrama log h-h

t8’’ =30 0C

p8’’ =10,991 barr

8’’ = 0,985

h8’’ grafic h- =1264,1 KJ /Kg

h8’’ grafic log p-h = 1710 KJ / Kg

Corectia ce se va aplica de aici va fi :

c= 1264,1 – 1710 = -445,9 KJ / Kg

Parametrii termodinamici in punctul 9 :

t9= 23 0C

p9= 10,991 barr

h9= 553,34 – 445,9 = 108,7 KJ / Kg

v9 = 1,67 l / Kg

9= 0,79 Kg / l

Parametrii termodinamici in punctul 10 :

t10 =15 0C

p10 = p9 – 0,5 = 10,991 – 0,5 = 10,491 barr

h10 = 480 – 445,9 =59,3 KJ /Kg

v10 = 1,635 l / Kg

Parametrii termodinamici in punctul 11 :

t11 = -10C

p11 = p4 = pA = 4,397 barr

h11 = 39,6 KJ /Kg

Parametrii termodinamici in punctul 12 :

t12 =3 0C

p12 = p9 – 0,5 = 10,991 – 0,5 = 10,491 barr

h12 = 1687,96 –465,9 = 1222,06 KJ / Kg sau h12 = 1252,06 KJ /Kg

h12 = 1252,06 KJ /Kg citit in tabel

v12 = 260,148 l / Kg

25)Parametrii termodinamici in punctul 13 :

p13 = 4,797 barr

h13 = 1761,3 – 465,9 = 1295,4 KJ / Kg

h13 = h12 + hsubracitor = 1687,96 + ( 108,7 – 59,3 ) =1737,36 KJ / Kg

t13 =30 0C

26) Fluxul termic masic in vaporizator (sau puterea frigorifica masica )

q0 = h12 – h13 = 1222,06 – 14 ,1 = 1207,96 KJ /Kg

27) Debitul masic de vapori de NH3 care circula prin instalatie :

mNH3 = q0 = 12 / 1207,96 = 0,009934 Kg / s

28) Debitul de solutie bogata care circula prin instalatie :

msb = f * mNH3 = 5,25 * 0,009934 = 0,052 Kg / s

29) Debitul masic de solutie saraca care circula prin instalatie :

mss = ( f – 1 ) * mNH3 = ( 5,25 – 1 ) * 0,009934 = 0,042 Kg / s

Puterea specifica a pompei de solutie bogata :

lsb= f * ( h6 – h5 ) = 5,25 * (-101,51 +103 ) = 9, 781 W

31)Calculul debitului fluxului termic pentru deflegmator

Concentratia vaporilor la intrarea in deflegmator

1 = f(sb , pc ) = f ( 0,47 ; 10,991) 1 = 0,97

Concentratia teoretica a refluxului ce iese din deflegmator se considera egala cu concentratia solutiei bogate.

rt = sb = 0,56

Debitul specific de reflux rezulta din ecuatia de bilant masic pentru deflegmator.

Debitul real de reflux este mai mare decat cel teoretic.

Concentratia reala a refluxului este :

1r=sb ) = 0,97 – 0,80*( 0,97 – 0,56 ) = 0,642 – punctul 1 din ciclu

Entalpia teoretica refluxului la iesirea din rectificator este:

hr = f (rreal ; pc ) = f( 0,642 ; 10,991 ) hr = – 5 kJ / kg

Entalpia vaporilor la intrare in deflegmator :

h1 = f (1 ; pc ) = f( 0,97 ; 10,991 ) h1 = 1400 kJ / kg

Din ecuatia de bilant termic pentru deflegmator va rezulta fluxul termic masic qDF:

(1 + r real)*h1 = hrreal + h8 + qDF

qDF = (1 + r real)*h1 – rreal*hr – h 8 = (1 + 0,0457 ) *1400 –0.0457 + (-5) – 1264,1

qDF = 200,108 kJ / kg

32)Fluxul termic masic schimbat in fierbator rezulta din ecuatia de bilant termic pentru fierbator :

qF + rreal*hr + f*h7 = ( 1 + r )*h1 + ( f – 1 )*h2

qF = ( 1 + r )*h1 + ( f – 1 )*h2 – rreal*hr – f*h7 = (1+0,0457)*1400 + (5,25 – 1)*89,6 – 0,0457*( -5 ) – 5,25*( -32,9 ) qF =1882,702 kJ / kg

33)Fluxul termic total schimbat in fierbator :

F = qF*mNH3 = 1882,702*0,009934 F = 18.7 kW

34)Fluxul termic masic schimbat in absorbitor va rezulta din ecuatia de bilant termic pentru absorbitor :

(f-1)*h4 + h13 = qA + f*h5 qA = (f-1)*h4 + h13 – f*h5 = (5,25- 1 )*(-44,9 )+ 1295,4 –5,25*(-103) qA = 1645,325 kJ / kg

35)Fluxul termic total schimbat in absorbitor

A = qA*mNH3 = 1645,325*0,009934 A = 16,34 kW

36)Fluxul termic masic schimbat in condensator

qc = h8 – h9 = 1264,1 – 84,44 qc = 1179,66 kJ / kg

37)Fluxul termic total schimbat in condensator

c = qc*mNH3 = 1179,67*0,009934 c = 11,72 kW

38)Verificarea bilantului termic pe instalatie

qF + q0 + lPSB = qA + qc + qDF

1882,702 + 1207,96 + 9,781 = 1645,325 + 1179,66 + 200,108

3100,443 = 3025,093

Eroarea este

39)Fluxul termic masic schimbat in economizorul de solutie E1

qE1 = ( f-1 )*( h2 – h3 ) = 4,25*( 89,6 – 81,2 ) qE1 = 35,7 kJ / kg

40)Fluxul termic total schimbat in economizorul de solutie E1 :

E1 = qE1*mNH3 = 35,7*0,009934 E1 = 0,354 kW

41)Fluxul termic masic schimbat in economizorul de amoniac E2 :

qE2 = h9 – h10 = 108,7 – 39,3 qE2 = 69,4 kJ / kg

42)Fluxul termic total schimbat in economizorul de amoniac E2:

E2 = qE2*mNH3 = 69,4*0,009934 E2 = 0,69 kW

43) Coeficientul de performanta al instalatiei :

COP = 0 / F = 12 / 18,7 COP = 0,64

44) Fluxul de energie al frigului produs

45)Fluxul de exergie al caldurii introduse in fierbator :

46)Randamentul energetic al instalatiei

In calcul se fac urmatoarele presupuneri :

-temperatura mediului ambient este egala cu temperatura de condensare

-frigul este realizat la temperatura constanta t0

-caldura este oferita la temperatura constanta tF

47)Debitul de apa de racire la condensator

48)Temperaturile apei de racire la absorbitor la intrare si iesire :

tintrare= 20 C

tiesire = 26,96 C

49)Temperaturile apei de racire la deflegmator la intrare si iesire :

tintrare= 26,97 C

tiesire = 27,82 C

In general tintrare= 15 C

tiesire = 27,82 C

VI.1 Dimensionarea vaporizatorului multitubular orizontal pentru NH3

la care agentul vaporizeaza in spatiul ditre manta si tevi

In cazul amoniacului, acesta este introdus in vaporizator dupa parcurgerea unui separator de lichid, vaporizatorul functionand in regim inecat. Utilizandu-se intreaga caldura latenta de vaporizare, eficacitatea frigorifica este maxima. Vaporii de amoniac evacuati din vaporizator au starea de saturatie, incat temperatura agentului frigorific este constanta in tot vaporizatorul (fig. 7-1a).

In cazul freonilor, fluidul introdus in vaporizator este un amestec de lichid si vapori, obtinut in urma destinderii din ventilul de laminare. Titlul vaporilor, x, creste continuu pana la valoarea maxima (1), cand tot freonul lichid a vaporizat, temperatura mentinandu-se constanta. In ultima parte a vaporizatorului are loc o supraincalzire a vaporilor (procesul 1-1’), incat, la freoni, temperatura din vaporizator evolueaza ca in figura 7-1b.

Agentul intermediar, cedand caldura in vaporizator, se raceste de la s1 la s2.

Diferenta de temperatura, minima, dintre fluide, 0, din considerente tehnico – economice, se recomanda de 3…5C.

Pe partea lichidului racit se va depune un strat de piatra (din sarurile dizolvate in apa), a carui grosime variaza cu calitatea apei si cu solubilitatea sarii adaugate. Pentru calcul, se poate admite o grosime p = 0.4…0.6 mm, cu conductivitatea termica p = 1…2.3 W/m*K.

Cand vaporizatorul este utilizat ca acumulator de frig, pe partea lichidului racit se poate forma un strat de gheata, cu grosimea g = 2…3 cm, cu conductivitatea termica g = 0.8…1.2 W/m*K.

La freoni cu miscibilitatea redusa fata de ulei (R22), sau la amoniac, pe partea agentului frigorific se depune o pelicula de ulei. Pentru calcul se poate considera o grosime u = 0.03…0.06 mm, cu conductivitatea termica

u = 0.13….0.15 W/m*K.

La freonii miscibili cu uleiul (R134a), agentul frigorific lichid dizolva uleiul si-l antreneaza pana in vaporizator. Aici pe masura vaporizarii freonului, uleiul se separa, necesitand masuri de antrenare de vaporii formati, catre compresor. In acest caz, pelicula de ulei formata pe partea agentului frigorific va avea o grosime mai mare u = 0.05…0.08 mm.

Fiind utilajul cu rolul esential in producerea frigului este important ca vaporizatorul sa functioneze cu un cat mai bun coeficient global de transfer termic. Astfel, din faza de conceptie, constructorul trebuie sa urmareasca limitarea depunerilor, iar in timpul functionarii vaporizatorul trebuie mentinut intr-o stare de curatenie cat mai apropiata de cea initiala.

Totodata trebuie asigurate viteze optime de curgere a fluidelor, o distributie favorabila a suprafetei de transfer termic si o alegere corecta a materialelor, in concordanta cu fluidele de lucru.

Constructia si functionarea.

Pentru amoniac este realizat dintr-un fascicul de tevi din otel, cu diametrul de 25×2.5 mm, sudate sau mandrinate in placile tubulare si plasat intr-o manta cilindrica orizontala.

Vaporizarea agentului frigorific are loc in spatiul dintre tevi si manta, primind caldura cedata de agentul intermediar sosit de la consumatorul de frig, care circula prin tevi. Lichidul racit parcurge vaporizatorul de mai multe ori, dirijat de sicanele prevazute pe capace, cu o viteza de 0.8…2 m/s.

Alimentarea cu agent frigorific lichid se face prin intermediul unui separator de lichid, tevile de racire fiind inundate pe o inaltime de cca. 80 % din diametru la amoniac si 60% la R22 (fig. 7-14-b).

Functionarea inecata a vaporizatorului impune separarea eventualelor picaturi de agent frigorific lichid antrenate inainte de aspiratia vaporilor in compresor.

La vaporizatoare de mare capacitate (S0 > 500 m2) vaporii sunt colectati intr-un dom, plasat la partea superioara.

Datele de calcul:

– agentul frigorific: NH3;

– puterea frigorifica reala, 0R = 25000 W;

– debitul masic de agent frigorific: QmR = 0,021 kg/s;

– temperatura de vaporizare, t0 = -1C;

– agentul racit: apa ;

– temperaturile agentului racit, tS1 = 15 C, tS2 = 6C.

Calculul preliminar

t[C]

tS1 = 15C

apa racita

tS2 = 6C

t13 = 3C

t13 = -1 C

S[m2]

Sv

Se alage preliminar un coeficient de transfer termic :

kP = 430 W/m2

Alegem tevi din otel de 15×1,5 mm si o viteza a agentului racit wS = 1,0 m/s.

=9,28C

Din tabele cu proprietati fizice pentru apa de racire extragem parametrii termofizici pentru:

t = 6 C

Rezulta:

S = 989,8 kg/m3

cpS = 4,187 kJ/kg K

S = 1,499 * 10-6 m2/s

S = 0.568 W/m K

PrS = 11,15

Incarcarea termica preliminara va fi :

qpr = kp(t)m = 430*9,28 = 3990 W/m2

Suprafata de schimb de caldura preliminara :

Spr =

Numarul de tevi necesar este :

zp=tevi

Lungimea utila a vaporizatorului este de 1 m.

Numarul de tevi pe trecere este:

np= 4*mw / *di2*w*=4*0,665 / 3,14*(0,02)2*1*998,8 = 21,18 tevi

Numarul de treceri va fi de :

N=zp/np=99,76/21,18=4,71 treceri 4 treceri cu 21 tevi pe trecere

Suprafata reala de schimb de caldura este:

Sreala=*de*z*Lu = 3,14*0,025*84*1 Sreala=6,594 m2

Z=N*np=6*11=66 tevi

Calculul ar la apa de racire

ar-coeficientul de transfer termic convectiv prin suprafata pe partea agentului racit

ar=S/ de*0,23*Re0,65*Pr0,33=0,568/0,015*0,23*(13342)0,65*(11,15)0,33

ar=3240,84 W/m2 K

Rezistenta conductiva va fi:

Calculul NH3

NH3 – coeficient de transfer termic convectiv prin suprafata pe partea amoniacului, vaporizarea are loc in spatii mari ( intre tevi si manta ) si este dependenta de diferenta de temperatura intre peretele tevii si a agentului frigorific = P – 0 > 2C, deci coeficientul de convectie la vaporizarea amoniacului se determina cu relatia lui Krujilin:

0 = 4.2 * (1 + 0.007 * 0) * [kP * ()m]0.7 =

= 4.2 * (1 – 0.007 * 1) * [3990]0.7 = 1383,28 W / m2 K

Coeficientul global de transfer termic:

W/m2 K

Eroarea este de :

Diametrul mantalei vaporizatorului:

Pentru z = n * N = 21*4= 84 tevi amplasate in mantaua vaporizatorului, din tabelul 6-5 rezulta m = 9,1652 , iar numarul real de tevi 84. Din tabelul 6-6 se extrage t = 32,5 mm si = 7,5 mm.

t

de

mt

Diametrul mantalei vaporizatorului:

De = m * t + de + 2 * + 2 * dm =

= 9,1652 * 32,5 + 0,025 + 2 * 10 + 2 * 7,5 = 357,87 mm 377*10 mm

Racordurile:

– pentru amoniac lichid:

= m 9*1,5 mm

– pentru amoniac vapori:

= m 38*2,5 mm

-pentru intrare/iesire apa de racire:

m 38*2,5 mm

VI.2 Calculul condensatorului multitubular orizontal racit

cu apa pentru amoniac

t [C]

30C

tc = 23 C

tw2 = 20 C

tw1 = 15C

S[m2]

Sc

Condensarea amoniacului are loc la interiorul tevilor, iar apa circula la interior. Conductele condensatorului se aleg din otel fara sudura cu 20*2 mm.

Calculul termic de dimensionare

Suprafata de schimb de caldura va fi :

unde :

(t)m -diferenta medie logaritmica de temperatura

(t)max = 30 – 15 = 15C

(t)min = 23 – 20 = 3C

Din tabelele de amoniac se extrag proprietatile fizice la temperatura de condensare de tc = 23 C

S = 605,82 kg/m3

cpS = 4,663 kJ/kg K

S = 0,262 * 10-6 m2/s

S = 0.509 W/m K

PrS = 1,3954

Din tabelele pentru apa se extrag proprietatile fizice la temperatura medie de twm =

S = 998,58 kg/m3

cpS = 4,187 kJ/kg K

S = 1,079 * 10-6 m2/s

S = 0.592 W/m K

PrS = 7,625

Calculul

– coeficientul de transfer termic convectiv prin suprafata pe partea amoniacului

lcr=de=0,020 m – lungime caracteristica

Nu = C*(Ga*Pr*Ku)m

m=0,25

C=0,725

Ga = 1,16543 * 109

r – caldura latenta de schimbare de faza

r = =1264,1-108,7r = 1155,4 kj/kg

Nu=0,725*(4,92*108*1,395*)0,25

q1=fluxul termic unitar de condensare se calculeaza cu relatia lui Newton

tp-temperatura peretelui

tc-temperatura de condensare

Rezistenta conductiva va fi:

Calculul

lcr=di=0,018 m – lungime caracteristica

Se calculeaza criteriul lui Reynolds:

Re = 16682

Regim turbulent si se aplica relatia lui Miheev.

Nu=C*Re m * Pr n = 0,023*16682 0,8 *7,625 n

Nu = 123,72

q2 =

q2 = 1012,11 * (tp-17,5)

Se utilizeaza metoda analitica pentru aflarea lui tp punandu-se conditia ca q1=q2.

q

q2

q2

q

t

tp

Se observa ca la tp = 22,702 C fluxurile sunt apropiate valoric

q =

Calculul de dimensionare constructiva

Suprafata condensatorului este :

S=4,476 m2

Lungimea totala de conducta necesare condensatorului este:

l = 75,03 m

=19 mm

Numarul de tevi pe o trecere este :

n = 4,67 n = 5

Lungimea unui traseu :

lt=16,08 m

S=n*N*dm*Lu* L*N = 15,01m / trecere

Lu = 3 m

N= 5 treceri

Sreala = 5*3*0,019*5*3,14 Sreala= 4,475 m2

Calculul diametrului

m

t

de

mt

Pentru z = n * N = 5*5= 25 tevi amplasate in mantaua vaporizatorului, din tabelul 6-5 rezulta m = 4,65 , iar numarul real de tevi 25. Din tabelul 6-6 se extrage t = 26 mm si = 6 mm.

Diametrul exterior al mantalei:

De = m * t + de + 2 * + 2 * dm = 4,65 * 26 + 0.02 + 2 * 8 + 2 * 6 = 168,9 mm 178*6 mm

Calculul racordurilor

Racordul de intrare amoniac vapori:

38*3 mm

Racordul de iesire amoniac lichid:

10*1,5 mm

Racordurile intrare/iesire apa de racire:

45*3 mm

Astfel cu dimensiunile standardizate (tabel 9-2) rezulta valorile definitive:

dNH3,v = 38*3 mm

10*1,5 mm

45*3 mm

VI.3 Dimensionarea fierbatorului orizontal incalzit cu apa calda

t[C]

tT = 80C

apa calda

tR = 75C

t2 = 73,8C

t1 = 58 C

S[m2]

SF

Temperatura medie a solutiei in fierbator este:

Suprafata de schimb de caldura va fi :

unde :

(t)m -diferenta medie logaritmica de temperatura

(t)min = 80 – 73,8 = 6,2C

(t)max = 75 – 58 = 17C

(t)m=10,1C

Inaltimea fierbatorului se alege constructiv pentru a evita ingrosarea peliculei de condens ce se formeaza la exteriorul tevilor , iar inaltimea maxima nu trebuie sa depaseasca 3 m.Inaltimea adoptata este H=2,0 m.Coeficientul de transfer termic convectiv prin suprafata se determina grafic considerand tevile fierbatoare ca un perete vertical.Se fac urmatoarele supozitii pe baza carora se efectueaza un calcul preliminar :

-curgerea peliculei de condens este in regim laminar;

-diferenta dintre temperatura apei calde si temperatura peretelui este ta= 3C

tp = tac – ta = 80 – 3 tp = 77 C

Coeficientul se calculeaza cu relatia lui Schack :

c=6975,20 W/ m2K

Coeficientul de transfer termic convectiv prin suprafata la curgerea peliculara a solutiei in interiorul tevilor se determina grafo – analitic prin calcule de aproximari succesive.

Temperatura peretelui pe partea solutiei rezulta din ecuatia fluxului de caldura in regim stationar.

tac

tpa

tps

tfm

tps = 75,65 C

Temperatura medie a solutiei in fierbator este :

ts = 73,8 – 65,9 = 7,9 C

Se considera in prealabil incarcarea termica specifica a fierbatorului :

qfp=15.000 kcal / m2hK (17.400 W / m2K)

=f(qfp, ts) nomograma

= 2250 kcal / m2hK = 2610 W / m2K

Calculul k

W / m2K

k=1705,10 W / m2K

Se calculeaza incarcarea termica specifica a fierbatorului :

qfr=ktr*(t)m = 1705,10*10,1 = 17220 W/ m2

Eroarea intre incarcarea termica specifica propusa si cea calculata este :

Deci determinarea lui este corecta.

Suprafata necesara de schimb de caldura se calculeaza cu relatia”

S = 2,30 m2

Dimensionarea constructiva

Numarul de tevi este:

n = 14,63 tevi n = 15 tevi

Calculul diametrului

m

t

de

mt

m = f(z) = f(15) = 3,65

e = 25 mm t = 32,5 mm

= 7,5 mm

m = 8 mm

Diametrul exterior al mantalei:

De = m * t + de + 2 * + 2 * dm = 3,65 * 32,5 + 0,025 + 2 * 8 + 2 * 7,5 = 174,62 mm 178*8 mm

Calculul racordurilor

Racordul de intrare apa calda:

Debitul de apa calda va fi :

Debitul volumic de apa calda este :

Qvac= Qmac*vac= 1,892 * 0,00103 Qvac= 1,944*10-3 m3/s

57*3,5 mm

Dispozitivele de formare ale peliculei in interiorul tevilor se dimensioneaza dupa cum urmeaza:

in care :

Sft – suprafata sectiunii fantelor prin care curge si se formeaza pelicula

– coeficient de strangulare a fantei ; se considera = 0,5

h – inaltimea de lichid ce se formeaza deasupra fantelor ; se considera h = 0,10 m

sf – suprafata sectiunii fantelor unui dispozitiv

w – densitatea apei ; w = 973 kg/ m3

numarul de fante pentru un dispozitiv de distributie este nf = 1

suprafata sectiunii unei fante este

– dimensiunile sectiunii unei fante sunt :

– lungime – 0,50 cm

– latime – 1,10 cm

– suprafata reala a sectiunii unei fante :

– suprafata reala a sectiunii fantelor :

Inaltimea reala a nivelului de lichid pe placa tubulara este :

suprafata de iesire a vaporilor din fierbator prin dispozitivele de formare a peliculei se calculeaza pentru w = 1 m/s cu relatia :

– numarul de fante prin care ies vaporii nfa = 10

– suprafata sectiunii unei fante rezulta

– suprafata minima a fantei este :

sf1=1,1*1,1* = 1,46 cm2

VI.4 Dimensionarea deflegmatorului multitubular orizontal

R = mNH3*r = 0,021*0,0457 = 9,6*10-4 kg/s

DF = mNH3*qDF = 0,021*200,108 = 4,202 kW

Calculul termic de dimensionare

t [C]

t1’’=30C

t8’’ = 30 C

tw2 = 28 C

tw1 = 27C

S[m2]

SDF

(t)m -diferenta medie logaritmica de temperatura

(t)min = 38 – 27 = 9C

(t)max = 30 – 28 = 2C

(t)m=4,65 C

Debitul volumic de apa de racire este:

Pentru a calcula numarul necesar de tevi folosim relatia de continuitate. Se aleg tevi din hotel fara sudura 15*1,5 mm STAS 404 / 71.

4 tevi

Din tabelele de amoniac avem proprietatile fizice la temperatura tDF = 38 C

= 582,2 kg/m3

cpS = 4,767 kJ/kg K

S = 0,23 * 10-6 m2/s

S = 0.474 W/m K

PrS = 1,385

Suprafata deflegmatorului este:

Calculul

lcr=de=0,025 m – lungime caracteristica

Nu = C*(Ga*Pr*Ku)m

m=0,25

C=0,725

Ga = 2,954 * 109

r – caldura latenta de schimbare de condensare

r = =1345,13-1264,1r = 81,03 kj/kg

Nu=0,725*(2,954*109*1,395*)0,25

q1=fluxul termic unitar de condensare se calculeaza cu relatia lui Newton

tp-temperatura peretelui

tc-temperatura de condensare

Rezistenta conductiva va fi:

Calculul

lcr=di=0,018 m – lungime caracteristica

Se calculeaza criteriul lui Reynolds:

Re = 16682

Regim turbulent si se aplica relatia lui Miheev.

Nu=C*Re m * Pr n = 0,023*16682 0,8 *7,625 n

Nu = 123,72

Fluxul termic unitar pe partea apei conductie –convectie , se calculeaza cu relatia lui Fourier.

q2 =

q2 = 1340,81 * (tp-27,5)

Se utilizeaza metoda analitica pentru aflarea lui tp punandu-se conditia ca q1=q2.

q

q2

q2

q

t

tp

Se observa ca la tp = 36,083 C fluxurile sunt apropiate valoric in regim stationar q1=q2 de unde rezulta solutia optima prezentata in tabel.

q =

Suprafata necesara de schimb de caldura va fi :

Lungimea definitiva a deflegmatorului este L = 1,20 m

Suprafata reala a deflegmatorului este :

Sreal = 4*1*3,14*0,025*1,20 Sreal = 0,377 m2

Calculul racordurilor

Racordul 1 : de iesire amoniac vapori:

20*2 mm

Racordul 2 :de intrare amoniac lichid:

20*2 mm

Racordul 3 :de iesire reflux:

4*1mm

Racordurile intrare/iesire apa de racire:

45*3 mm

Este acelasi racord ca la condensator.

In deflegmator avem rectificare prin condensare partiala a vaporilor si schimb de caldura exterior cedandu-se caldura apei de racire . Se ajunge la o solutie cu o concentratie de 99,8 % amoniac.

VI.5 Dimensionarea absorbitorului vertical

t[C]

t4 = 41C

t5 = 29,3 C

tw2 = 27 C

tw1 = 20C

S[m2]

SF

Variatia temperaturii cu suprafata.

(t)m -diferenta medie logaritmica de temperatura

(t)min = 41 – 20 = 21C

(t)max = 29,3 – 27 = 2,3C

(t)m=8,46 C

Numarul de tevi sudate in placa tubulara se determina in functie de densitatea de udare a tevilor cu valoarea de aw = 3600 kg/mh.

Se considera tevile utilizate de 15*1,5 mm si aw = 3600 kg/mh = 1 kg/ms

nc = 19 buc

Densitatea de udare a tevilor cu solutie rezulta cu relatia :

as =238,95 kg/h=0,066 kg/ms

in care :

Qsm – solutie ce curge sub forma de pelicula in absorbitor

Coeficientul de transfer termic convectiv prin suprafata de la solutie la peretii tevilor se poate calcula analitic cu relatia lui Sexauer:

H – inaltimea absorbitorului H = 2,0 m

K – factor de rugozitate al tevilor ( pentru tevi din hotel K = 137 )

Criteriul Reynolds se calculeaza cu relatia:

in care:

– vascozitatea dinamica a solutiei

= f(,t)=f(0,56;41 C) nomograma = 55,71*10-6 kg * s /m2

Criteriul Prandl se calculeaza cu relatia :

Proprietatile fizice ale solutiei amoniacale la sunt

= 825 kg/m3

cpS = 4,688 kJ/kg K

S = 55,71 * 10-6 m2/s

S = 0.545 W/m K

Calculul

Re = 1321,45

Pr = 4,89

= 0,73*10-6 m2/s

Rezistenta conductiva va fi:

Calculul k

W / m2K

k=532,55 W / m2K

Se calculeaza incarcarea termica specifica a fierbatorului :

qA=kA*(t)m = 532,55 * 8,46 = 4505,40 W/ m2

Suprafata necesara de schimb de caldura va fi :

Lungimea definitiva a deflegmatorului este L = 2,00 m

Suprafata reala a absorbitorului este :

Sreal = 3,14*0,025*19*2 Sreal = 2,983 m2

Se adopta solutia cu 49 de tevi Sreal = 7,69 m2

Calculul diametrului

m

t

de

mt

m = f(z) = f(49) = 7,07

e = 25 mm t = 32,5 mm

= 7,5 mm

m = 8 mm

Diametrul exterior al mantalei:

De = m * t + de + 2 * + 2 * dm = 7,07 * 32,5 + 0.025 + 2 * 7,5 + 2 * 8 = 285,78 mm 299 * 9 mm

Calculul racordurilor

Racordul 1 : de iesire solutie bogata:

18*2 mm

Racordul 2 :de intrare solutie saraca:

18*2 mm

Racordul 3 :de intrare vapori amoniac:

22*2,5 mm

Racordurile intrare/iesire apa de racire:

45*3 mm

Calculul aparatelor auxiliare

VI.6 Subracitorul de lichid

Se alege tipul de subracitor coaxial la care intre manta si tevi circula amoniacul vapori , iar amoniacul lichid circula la interiorul tevilor.Vitezele de circulatie trebuie sa se incadreze in intervalul (0,510) m/s.Numarul de tevi este de 7 cu 12*2 mm iar mantaua are 28*2,5 mm.

t[C]

t9 = 23C NH3 lichid

t10 = 15C

t12 = 20C

NH3vapori t13 = 3 C

S[m2]

SF

Calculul termic

Suprafata de schimb de caldura va fi :

unde :

(t)m -diferenta medie logaritmica de temperatura

(t)min = 23 – 20 = 3 C

(t)max = 15 – 3 = 12C

(t)m=6,49 C

Se face calculul ariilor pentru cei doi agenti :

Viteza amoniacului lichid este :

Viteza amoniacului vapori este :

Calculul

lcr=de=0,007 m – lungime caracteristica

Din tabelele de amoniac avem proprietatile fizice la temperatura tm = 19C

= 611 kg/m3

cpS = 4,71 kJ/kg K

S = 0,243 * 10-6 m2/s

S = 0.495 W/m K

PrS = 1,42

Se calculeaza criteriul lui Reynolds:

Re = 22716,05

Regim turbulent si se aplica relatia lui Miheev.

Nu=C*Re m * Pr n = 0,023*22716,05 0,8 *1,42 0,4

Nu = 80,86

Calculul

lcr = Di – de = 0,023 – 0,012 = 0,011 m – lungime caracteristica

Din tabelele de amoniac avem proprietatile fizice la temperatura tm = 11,5C

= 3,15 kg/m3

cpS = 2,67 kJ/kg K

S = 21,8 * 10-6 m2/s

S = 23,1*10-3 W/m K

PrS = 1,42

Se calculeaza criteriul lui Reynolds:

Re = 10318,27

Regim turbulent si se aplica relatia lui Miheev.

Nu=C*Re m * Pr n = 0,023*10318,27 0,8 *1,42 0,4

Nu = 40,61

Rezistenta conductiva va fi:

Calculul k

W / m2K

k=78,94 W / m2K

Se calculeaza incarcarea termica specifica a fierbatorului :

qSLR=k*(t)m = 78,94 *6,49 = 512,33 W/ m2

Suprafata necesara de schimb de caldura va fi :

Aleg lungimea unui tronson de L = 2 m cu 1 trecere si calculez suprafata unui tronson.

Str = n**de*L = 1*3,14*0,012*2 Str= 0,075 m2

Numarul de tronsoane este :

Aparatul are rolul de a subraci NH3 lichid pe seama incalzirii vaporilor de amoniac rezultand o crestere a puterii frigorifice.

VI.7 Calculul economizorului de solutie

Calculul termic

Solutia bogata circula intre tevi , iar solutia saraca circula in tevi .Economizorul este in contracurent cu teava 15*1,5 mm.

Diametrul mare va fi de 25*2,5 mm .

Se face calculul ariilor pentru cei doi agenti :

Vitezele celor doi agenti sunt :

Coeficientul de transfer termic convectiv prin suprafata de la solutia saraca la peretele tevii se determina grafic cu ajutorul nomogramei.

ss = f( ss , t2 , t3 , wss , di ) = f(0,46 ; 73,8C ; 65,8C ;0,19 ;0,012)

ss = 4872 W / m2K

Coeficientul de transfer termic de la peretele tevii la solutia bogata se determina in mod asemanator tot cu ajutorul nomogramei.

sb = f( sb , t2 , t3 , wsb , dech ) = f(0,56 ; 29,3C ; 45C ;0,08 ;0,194)

sb = 3248 W / m2K

Rezistenta conductiva va fi:

t[C]

t2 = 73,8C NH3 lichid

t3 = 65,8C

t5 = 45C

NH3vapori t6 = 29,3 C

S[m2]

SE

(t)m -diferenta medie logaritmica de temperatura

(t)min = 73,8 – 45 = 28,8 C

(t)max = 65,8 – 29,3 = 36,5C

(t)m=32,5 C

Calculul k

W / m2K

k=680,36 W / m2K

Se calculeaza incarcarea termica specifica a economizorului :

qE=k*(t)m = 1841,16 *32,50 = 59837,65 W/ m2

Suprafata necesara de schimb de caldura va fi :

Lungimea unui tronson cu o trecere va fi :

L = SE /*de = 0,0125 / 3,14*0,012 = 0,27 m

L = 0,30 m

In economizor are loc incalzirea solutiei bogate pe seama racirii solutiei sarace.Se reduce caldura ce trebuie eliminata din absorbitor si in acelasi timp se realizeaza o economie de caldura necesara fierberii solutiei.

VI.8 Rezervorul de lichid

Este un rezervor sub presiune care are gradul de umplere de 80 %.

Volumul vaporizatorului este :

Volumul condensatorului este :

V40% = 0,8* VV+0,2*Vcd = 0,8*0,059+0,2*0,0085 V40% = 0,049 m3

VRAL = 2,5 * V40% = 0,122 m3 = 122 l

Se alege constructiv RA 600 cu volum de 650 l.

VI.9 Pompe

Pompe de vehiculare sola.

Debitul masic de sola utilizat este :

Qmsola = 0,665 kg / s

Debitul pompei va fi de :

Q = Qmsola / sola = 0,665 * 10 –3 m3 / s = 2,394 m3 / h

Q = 2,394 m3 / h

Pompa de vehiculare solutie bogata

Debitul de solutie bogata este :

Qmsb = 0,109 kg / s

Debitul pompei va fi de :

Q = Qmsb / msb = 0,109 / 802 = 13,5 * 10 –5 m3 / s = 0,489 m3 / h

Q = 0,489 m3 / h

p = (pF – pA ) + pFc + pcR = ( 10,99 – 4,397 ) + 1 + 0,5

p = 8,093 bar = 80,93 mCA

Pompa de vehiculare apa de racire

Debitul de apa de racire este :

Qar = 1,185 kg / s = 1,185 * 10 –3 m3 / s = 4,266 m3 / h

Q = 4,266 m3 / h

BIBLIOGRAFIE

1. Athanasovici V. s. a. – Termoenergetica industriala si termoficare, Editura Didactica si Pedagogica , Bucuresti, 1981.

2. Cruceru T., Vintila St., Onciu L. – Instalatii sanitare si de gaze, Editura Didactica si Pedagogica; Bucuresti 1995.

3. Iamandi C. s.a. – Hidraulica si masini hidraulice, I.C.B, Bucuresti, 1982.

4. Ilina M., Bandrabur C., Popescu M., Stanescu St., Chiriac Al., Cocora O. – Instalatii de incalzire – indrumator de proiectare, Editura Tehnica, Bucuresti, 1992.

5. ISOPLUS – Catalog pentru incalzire la distanta

6. Niculescu N., Ilina M.,Bandrabur C.,Beldiman M.,Craciun M. – Instalatii de incalzire si retele termice, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1985.

7. STAS 1907/1,2 – 90 – 1 Instalatii de incalzire. Calculul necesarului de caldura. Prescriptii de calcul. 2 Calculul necesarului de caldura. Temperaturi interioare de calcul.

8.Stancescu I.D. – Bazele tehnice si economice ale termoficarii, Editura Tehnica, 1987.