CUPRINS ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. [609233]

2
CUPRINS

CUPRINS ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 2
REZUMAT ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 4
Capitolul 1. NECESITATEA RĂCIRII TEHNO LOGICE A GAZELOR NATURALE
COMPRIMATE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………… 6
Capitolul 2. PROPRIETĂȚILE GAZELOR NATURALE ………………………….. ………………………. 8
2.1. Densitatea gazelor naturale ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 8
2.2. Vâscozitatea gazelor naturale ………………………….. ………………………….. …………………………. 8
2.3. Factorul de volum al gazelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. 9
2.4. Puterea calorifică volumică ………………………….. ………………………….. ………………………….. 10
2.5. Compresibilitatea ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 10
Capitolul 3. RĂCITOARE – SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ ………………………….. ………….. 12
3.1. Definiții, noțiuni de bază, agenți termici ………………………….. ………………………….. ………… 12
3.1.1. Agenții termici ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 13
3.1.2. Domeniile de utilizare ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 14
3.1.3. Clasificarea schimbătoarelor de căldură ………………………….. ………………………….. …… 14
3.2. Construcția schimbătoarelor de căldură ………………………….. ………………………….. …………. 16
3.2.1. Schimbătoare de căldură cu țevi și manta ………………………….. ………………………….. …. 16
3.2.2. Schimbătoare de căldură cu aripioare ………………………….. ………………………….. ………. 25
3.2.3. Schimbătoare de căldură cu plăci ………………………….. ………………………….. ……………. 31
3.2.4. Schimbătoare de căldură coaxiale ………………………….. ………………………….. ……………. 35
Capitolul 4. CRITERII DE ALEGERE A SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ …………….. 37
Capitolul 5. CONSIDERAȚII TEHNICE GENERALE DE PROIECTARE …………………………. 40
5.1. Alegere a fluidului principal de lucru din manta ………………………….. ………………………….. . 41
5.2. Calculul schimbătoarelor de căldură ………………………….. ………………………….. ……………… 42
5.3. Indicii de calitate ai schimbătoare lor de căldură ………………………….. ………………………….. 43
Capitolul 6. CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A RĂCITORULUI DE CĂLDURĂ …… 46
6.1. Stabilirea naturii fluidelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 46
6.2. Stabilirea debitelor și ………………………….. ………………………….. ………………………… 46
6.3. Stabilirea temperaturilor de intrare și ieșire ………………………….. ………………………….. ……. 47
6.4. Alegerea tipului de răcitor ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 47
6.4.1. Răcitorul de g aze ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 47

3
6.4.2. Descrierea funcțională a răc itorului de gaze ………………………….. ………………………….. 48
6.4.3. Calculul dimensiunilor geometrice ale răcitorului de gaze ………………………….. ………. 49
Capitolul 7. CALCULUL TERMIC AL SCHIMB ĂTORULUI DE CĂLDURĂ …………………… 52
7.1. Schema bilanțului termic ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 52
7.2. De terminarea debitului de gaze pe răcitor ………………………….. ………………………….. …. 54
7.3. Determinarea debitului de apă ………………………….. ………………………….. …………………. 55
7.4. Calculul termic al schimbătorulu i de căldură ………………………….. ………………………….. ….. 57
7.4.1. Calculul diferenței medii de temperatură ………………………….. ………………………….. ….. 57
7.5. Calculul temperaturilor medii ale celor doi purtători de căldură ………………………….. …….. 59
7.6. Calculul coeficientului de convecție exterioara (apă-țeavă) ………………………….. ……… 59
7.6.1. Variația temperaturii în răcitorul d e gaze ………………………….. ………………………….. …. 59
7.6.2. Calculul regimului de curgere ………………………….. ………………………….. …………………. 60
7.6.3. Calculul invariantului (criteriului) Nusselt ………………………….. ………………………….. .. 60
7.6.4. Calculul coeficientului ………………………….. ………………………….. ……………………… 61
7.6.5. Calculul lui ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 61
7.7. Calculul coeficientului de convec ție exterioară (țeavă -gaze) ………………………….. ……. 62
7.7.1. Calculul regimului de curgere ………………………….. ………………………….. …………………. 62
7.7.2. Calculul lui ”Nu” ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 62
7.7.3. Calculul lui ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 63
7.8. Calculul coeficientului redus de trecere a căldurii pe partea nervurată. ……………… 63
7.9. Calculul coeficientului global de schimb de căldură K ………………………….. …………………. 64
7.10. Calculul sarcinii termice (nominale) a schimbătorului de căldură ………………………….. … 65
Capitolul 8. Calculul mecanic al schimb ătorului de căldură ………………………….. ……………………. 67
8.1. Condiții de calcul ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 67
8.2. Materiale utilizate la construcția încălzitorului ………………………….. ………………………….. .. 67
8.3. Determina rea efortului unitar admisibil ………………………….. ………………………….. …………. 68
8.4. Calculul grosimii elementelor răcitorului ………………………….. ………………………….. ……….. 68
8.5. Calculul grosimii fundurilor elipsoidal e ………………………….. ………………………….. …………. 70
Capitolul 9. Descrierea funcțională a schimbătorului de căldură ………………………….. ……………… 72
Capitolul 10. Estimarea prețului de fabricație ………………………….. ………………………….. …………… 76
CONCLUZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 79
Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 80

4
REZUMAT

Prezentul proiect de diploma se intitulează: ”Proiectarea unui schimbător de căldură
pentru gazel e natural e comprimate care folosesc ca agent de răcire apa d edurizată” .
Lucrarea debutează cu prezentarea câtorva din cele mai importante proprietăți ale
gazelor naturale și punctarea motivelor privind necesitatea răcirii tehnologice a gazelor natural e.
În cel de -al treilea capitol am tratat pe larg schimbătoarele de căldură prezentând idei
privin d clasificarea schimbătoarelor, definirea agenților termici și domeniile de utilizare. De
asemenea, am prezentat modalitățile tehnice de realizare a schimbătoarelor de căldură, arăt ând
modalitățile de construcție pentru sch imbătoarele de căldură cu aripioare, schimbătoarele de
căldură multitubulare, schimbătoarele de căldură coaxiale și schimbătoarele de căldură cu plăci.
În următorul capitol, cel de -al patrulea, am prezentat considerațiile tehnice generale de
proiectare. Pe ntru dimensionarea și alegerea schimbătoarelor de căldură este necesară realizarea
calculului mecanic, hidraulic, termic și economic al acestuia , stabilirea unor elemente de
tehnologie, întreținere și exploatare a lor. Pentru parcurgerea acestor etape se ț ine seama de
recomandări și criterii rezultate din experiența de proiectare a schimbătoarelor de căldură.
În capitolul șase am realizat calculul preliminar al schimbătorului de căldură constând
în stabilirea debitelor și , stabilirea naturii fluidelor, stabilirea temperaturilor de intrare și
răcire, precum și alegerea tipului de răcitor potrivit.
Calculul termic al răcitorului de gaze a fost prezentat în capitolul șapte, iar în capitolul
opt a fost prezentat calculul mecanic al acestuia.
Descrierea funcțională a schimbătorului de căldură am prezentat -o în penultimul capitol.
În capitolul zece am efectuat analiza economică cu referire la realizarea răcitorului de
gaze, ajungând la un preț de aproximativ 92.000 lei.
Prezenta lucrare am realizat -o apelând la o gamă largă de cunoștințe pe care le -am
dobândit pe parcursul celor patru ani de studiu. Folositori mi -au fost primii doi ani în care am
acumulat cunoștințe inginerești generale și nu în ultimul rând, ultimii doi ani care i -am petrecut
sub îndrumarea unora din cei mai comp etenți specialiști ai industriei energetice din România, cu
precădere ramura de exploatare, transport, distribuție, depozitare petrol -gaze naturale.

5
ABSTRACT

This present gr aduation thesis has the title ”The project ion of a heat exchanger for
compressed natural gas which uses the softened water cooling agent”.
This research paper begins with the presentation of one of the most important
proprieties of the natural gas and pointing the reasons regarding the necesity of tehnological
cooling for natural gas.
In the third chapter, I widely present the heat exchanger showing the clasification of it,
the definiton of heat transfer fluids and using domains. Also, I have presented the tehnical ways
to build a heat exchanger, s howing the ways of buildinng for heat exchanger with wings, multi –
tube heat exchanger, coaxial heat exchanger and heat exchanger with plate.
In the next chapter, the fourth, I have presented the general tehnical considerations of
designing. For sizing and choosing the heat exchanger it is necesary to make the mechanical
calculation, hydraulic, thermic and economical of it, to establish some elements of tehnology,
maintaining and exploitation. In order to achive this stages, this paper takes into account th e
recommendation and the standards from the experience of designing heat exchangers.
In the chapter six, I have made the preliminary calculation of the heat exchanger
composed from establishing the flow and , establishing the source of the flu ids,
establishing the temperature of entrance and cooling, also picking the right type of cooler.
The thermic calculation of the gas cooler it was presented in chapter seven, and in the
chapter eight it was presentes the mechanical calculation of it. The f unctional description of the
heat exchanger I have presented in the last but one chapter.
In chapter ten, I have made the economic analysis with reference of making the gas
cooler and the price is in the range of 92.000 lei.
The present study I have made recoursing to a large scale of knowledge which I have
obtain throughout the four years of University. Usefull for my study were the first two years, in
which I have gathered general engineering knowledge and not least the last two years that I have
spent t hrough the guidance of one of the best specialists in the energetical field from Romania, in
the branch of exploitation, transport, distribution, and storage of natural gas and oil.

6
Capitolul 1.
NECESITATEA RĂCIRII TEHNOLOGICE A
GAZELOR NATURALE COMPRIMATE

La legarea în serie a unor compresoare trebuie să se țină seama că temperaturile de
refulare a gazelor naturale comprimate să nu depășească un anumit nivel optim de funcționare.
Creșterea temperatu rii gazelor peste nivelul de 60°C favorizează coroziunea conductelor și
distrugerea izolației pasive a acestora. În plus, la o asemenea temperatur ă gazele se dilată iar
debitul de gaze comprimate, în cazul comprimării în trepte, scade deoarece ace sta este invers
proporțional cu temperatura . Economia de putere de comprimare este asigurată prin răcirea
corespunzătoare a gazelor între trepte le de comprimare.
Temperatura gazelor la refulare în funcție de rația de comprimare este dată de relația:

(1.1)

unde: = temperatura de aspirație a gazelor[°K ]
= temp eratura de refulare a gazelor [°K ]
r = rația de comprimare
k = coe ficient adiabatic, k=1,3

Astfel , utilizând formula de sus temperatur a de refu lare a gazelor din prima treapt ă va
fi:

(1.2)

În treapta a 2 -a, =323,44 k, va fi temperatur a de aspirație , iar cea de refulare ( ) ar
deveni:

(1.3)

(1.4)

7
După cum se observă, la ieșirea din prima treaptă, temperatur a gazelor este sub limita
maximă ce poate fi acceptată, însă, intrarea gazelor în a 2 -a treaptă de comprim are cu această
temperatură (de 50,29 °C) v a depăși la refulare 96,32°C, temperatura maximă admisă de 60°C cu
aproape 36 °C.
Pentru a se evita atingerea temperaturii nedorite la refularea gazelor din treapta a 2 -a va
fi necesară răcirea gazelor între trepte cu 32,2°C.
Astfel, în urma răcirii gazelor între trepte cu 32,2°C, temperatura de aspirație în treapta
a 2-a va fi de 291,2 k (18,2°C) , iar la refula re se va ajunge la o temperatur ă de:

(1.5)

În timpul funcționării motorului, se dezvoltă temperaturi ridicate datorită atât
contactului pe care îl au piesele motorului cu gaze arse fierbinți cât și din cauza căldurii care se
dezvoltă pri n frecare. La aceste temperatur i mari sunt supuse, în special cilindrii, chiulasa,
supapele, pistonul și segmenții.
Creșterea temperaturii cilindrilor compresori se datorează pe de -o parte frecării cu
pistonul, pe de alta, căldurii cedate de gazele co mprimate ce este obținută prin creșterea presiunii
gazelor și micșorarea volumului.
Scăderea temperaturii cilindrilor compresori se realizează prin răcire cu ajutorul apei
care circulă prin cămășile motorului și a compresorului.

8
Capitolul 2.
PROPRIETĂȚILE GAZELOR NATURALE

2.1. Densitatea gazelor natural e

Densitatea unui gaz sau masa specifică, este raportul dintre masa moleculară a gazului
respectiv [kg/kmol] și volumul ocupat de un kilomol de gaz în condiții normale
(22,414 /kmo l)

( )
( )
(2.1)

Conform defi niției, densitatea este o mărime absolută și la determinarea ei pentru un
anumit gaz (s au amestec de gaze) este necesară măsurarea masei gazului prin cântărire și a
volumului ocupat de acesta. La gaze care sunt compresibile, densitatea lor variază mult cu
presiunea și temperatur a, motiv pentru care, d ensitatea acestora este definit ă ca o mărime locală,
ce caracterizează gazul respectiv la acea stare dat ă de valorile absolute ale presiunii p și ale
temperaturii T. Astfel, cu ajutorul ecuației generale de stare a gazelor reale, se poate calcula
densitatea gazelor la orice valoare a lui p și T, folosind relația: [1]

(2.2)
Unde avem:
• Z – factorul de compresibilitate
• P – presiunea absolută a gazelor [N/
• T – temperatura absolută a gazelor [K]
• R – constanta de gaz perfect a gazului respectiv [

• M – masa moleculară [kg/kmol]

2.2. Vâscozitatea gazelor natural e

Este proprietatea fluidelor (gazelor) de a se opune deformării și se manifestă numai în
fluidele (gazel e) aflate în mișcare, la curgerea lor.

9
Toate lichidele, ca și toate gazelle de altfel, au o vâscozitate proprie, care constituie o
caracteristică fizică a lor. Când două straturi plane, aflate în mișcare – curg – vin în contact,
acționează o forță de frecare interioară – care încetinește stratul mai rapid și accelerează stratul
mai lent, tinzând să egaleze vitezele de curgere. După Newton, această forță va fi:

(2.3)
Semnul ( -) minus din relația de mai sus apare datorită diferenței de sens între forța de
frecare și viteza de deplasare a straturilor de fluid.
Raportând forța de frecare la suprafața S de contact, între c ele două straturi se obține
tensiunea tangențială:

(2.4)

Vâscozitatea dinamică a gazelor (η) se definește ca rapor tul dintre efortul unitar
tangențial care acționează îmtr -un punct al fluidului (τ) și gradientul de viteză (
) perpendicular
pe planul efortului, în regim laminar de curgere:

(2.5)

Vâscozitatea cinematică (ν) a gazelor se obține prin raportarea vâscozității dinamice (η)
la densitatea (ρ):

(2.6)

2.3. Factorul de volum al gazelor

Factorul de volum al gazelor se definește ca fiind volumul pe care îl ocupă un metru cub
normal de gaz în condiții de zăcăm ânt la o presiune și temperatur ă dată sau ca raportul dintre
volumul ocupat de o cantitate de gaze în con diții de presiune și temperatur ă date și volumul
ocupat de aceeași cantitate de gaze în condiții normale.
Rezultă, conform definiției de mai sus, expresia factorului de volum al gazului :

10

(2.7)

considerând că la p resiunea și temperatur ă normală, =1

2.4. Puterea calorifică volumică

Puterea calorifică reprezintă cantitatea de căldură care s -ar elibera prin arderea completă
în aer a unei cantități măsurate de gaze. Se deosebesc două tipuri de puteri calorifice și anume
puterea calorifică superioară și puterea calorifică inferioară. Puterea calorifică superioară
include, alături de căldura care s -ar elibera prin arderea gazului și căldura latent ă de vaporizare a
apei rezultate în urma arderii.
Puterea calorifică s e exprimă în kJ/ , respectiv în kcal/ (1 kj= 2,38846· kcal).
Pentru gazel e sărace din majoritatea structurilor gazeifere din Bazinul Transilvaniei,
puterea calorifică superioară, la 15°C, se determinată în laborator variază între 10,3 -10,5
kWh/ în timp ce, pentru gazele din Moldova si Muntenia, puterea calorifică superioară
variază între 10,5 -11,6 kWh/ .

2.5. Compresibilitatea

Este proprietatea gazelor de a -și micșora volumul la mărirea presiunii în anumite
condiții bine spec ificate, respectiv la:
• temperatură constantă – compresibilitate izotermă
• condiții adiabatice cvasistatice – compresibilitate adiabatică
• condiții politropice – compresibilitate politropă
Prin definiție, coeficientul de compresibilitate izoterm al gaze lor este dat de relația:

(
)
(
) (2.8)
unde:
• V – volumul ini țial al gazului
• 𝛛V – variația elementară a volumului
• 𝛛p – variația elementară a presiunii

11
Semnul ( -) minus din fața relației de mai sus ne arată că la o creștere a presiunii, îi
corespunde întotdeauna o mișcare a volumului, deci este pozitiv.
Din punct de vedere fizic coeficientul de compresibilit ate izotermă ( ) reprezintă
scăderea unei unități de volum la o creștere a presiunii cu o unitate, la o temperatură constantă.

12
Capitolul 3.
RĂCITOARE – SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

3.1. Definiții, noțiuni de bază, agenți termic i

Schimbătorul de căldură este un aparat care are drept scop transferul de căldură de la un
mediu la altul, în procese de încălzire, evaporare, fierbere, condensare, răcire, sau în alte procese
la care participă elementele specificate.
Schimbătorul de căl dură poate lua parte activă la anumite procese industriale sau poate
fi introdus în circuitul lor pentru motive de economie de căldură. El poate funcționa însă și ca
organ principal în procese exclusiv termice. În concluzie, schimbătorul de căldură poate fi
întâlnit fie ca unitate independentă, fie ca parte componentă a unor aparaturi industriale
complexe.
Aparatele schimbătoarelor de căldură trebuie să îndeplinească anumite condiții, precum:
– respectarea condițiilor funcționale ale procesului tehnologic, pro blema deosebită
fiind aceea a respectării cu strictețe a regimului de temperaturi impus de procesul tehnologic;
– realizarea unui schimb de căldură cât mai intens, în sensul dorit al schimbului și
cât mai redus în sensul în care schimbul reprezintă pierderi;
– eficiența economică mare, pentru obținerea căreia are o importanță deosebită
alegerea agenților termici și a parametrilor acestora; din acest punct de vedere, folosirea
resurselor termice secundare (gaze de evacuare, vapori destinși sau secundari, ape și produse
calde etc.) are o importanță practică deosebită;
– siguranța și securitatea în exploatare, care sunt determinate de posibilitatea
controlului și a reglării temperaturilor necesare proceselor tehnologice, de ușurința deservirii și
de respectarea cond ițiilor de securitate a aparaturii și a personalului de deservire;
– realizarea rațională a construcției și posibilitățile corespunzătoare de reparație,
care să permită construcții compacte, economice din punctul de vedere al investiției, ușor de
construit, de montat și de exploatat. [2]

13
3.1.1. Agenții termici

În schimbătoarele de căldură, transmiterea căldurii se face în diferite scopuri
tehnologice : încălzirea sau răcirea unui fluid, vaporizarea unui lichid, condensarea unor vapori,
concentrarea unor so luții etc.
Agenții termici utilizați sunt foarte diferiți. În funcție de destinația și de posibilitățile de
alimentare ale schimbătoarelor de căldură se întâlnesc frecvent apa, aburul , gazele de ardere,
aerul, uleiul, metale topite, diferite soluții de săr uri și amestecuri lichide. Pentru a asigura un bun
schimb de căldură, agenții termici trebuie să aibă densitatea și vâscozitatea mică, căldura latentă
de vaporizare (condensare) mare, temperatură mare la presiuni mici și căldură specifică mare. De
asemenea , agenții termici nu trebuie sa formeze depuneri pe suprafața de schimb de căldură.
Cei mai utilizați agenți termici sunt: apa, aburul, aerul și gazele de ardere.
Folosirea apei calde ca agent termic are următoarele avantaje:
• poate fi transportată la di stanțe mari (de ordinul kilometrilor);
• pierderile de căldură sunt mici, scăderea temperaturii fiind de aprox. 1°C/km.
Pe de altă parte, utilizarea apei ca agent termic are dezavantajul, că temperatura ei
depinde de presiune și că necesită o instalație de pompare pentru circulație.
Utilizarea aburului ca agent termic se datorează următoarelor avantaje:
• coeficientul de schimb de căldură în procesul de condensare foarte ridicat;
• entalpia ridicată, deci consum redus de abur;
• prețul de producere mic.
Aburul însă, nu poate fi transportat la dis tanțe mari (de obicei sub 1 km) , iar
temperatura lui depinde de presiunea la care a fost produs, din care cauză se utilizează în
schimbătoare de obicei la temperaturi mai mici de 200°C. Ca și apa, aburul este utilizat în circuit
închis.
Gazele de ardere utilizate ca agent termic au marele avantaj că temperatura lor nu
depinde de presiune, așa că pot exista gaze de ardere cu temperaturi mari (peste 1000°C) chiar la
presiune atmosferică. Avem următoarele dezavantaje:
• posibilitatea redusă de transport, de aceea este necesară utilizarea lor la locul de
producere;
• coeficientul de schimb de căldură redus;
• suprafețe le de schimb de căldură se uzează repede.

14
Aerul este utilizat de obicei ca agent termic secundar în preînc ălzitoarele cazanelor sau
în instalațiile de condiționare și încălzire cu aer cald. Ca și gazele de ardere, este utilizat în
circuite deschide, temperatura sa fiind independentă de presiunea atmosferică la care
funcționează aparatul. [3]

Fig. 3.1. Schema de curgere a agenților termici în schimbătoarele de căldură
a-echicurent; b -contracurent; c -curent încrucișat; -curent mixt

3.1.2. Domeniile de utilizare

Domeniile de utilizare sunt variate, destinațiile principale ale acestor aparate fiind
următ oarele:
• transferul de căldură în cadrul proceselor de încălzire, răcire, fierbere, condensare sau
al altora speciale, practic în toate ramurile industriale (industriile chimică, petrolieră, energetică,
alimentară, metalurgică, a construcțiilor de mașini, tehnica frigului și a aerului condiționat etc.);
• schimbul complex de căldură între gazele de ardere și apa -aburul din generatoarele de
abur;
• prepararea apei calde și fierbinți în sistemele de termoficare;
• procese complexe de recuperare a căldurii cu potențial termic scăzut, mediu și ridicat
pentru încălzire și scopuri tehnologice;
• valorificarea căldurii reziduale rezultate din procesele tehnologice. [4]

3.1.3. Clasificarea schimbătoarelor de căldură

Se poate face pe baza a două criterii generale:
• Criteriul tehnologic constructiv
a) După scopul aparatului cuprins, de regulă, în denumirea acestuia: încălzitor,
vaporizator, condensator, preîncălzitor, economizor, supraîncălzitor, fierbător, distilator, răcitor,
acumulator, recuperator, transformator de a bur, radiator, boiler, turn de răcire, aerotermă etc.;
b) După tipul constructiv al aparatului: schimbătoare de căldură prin suprafață, în
care agenții termici nu se amestecă între ei, trecerea căldurii având loc printr -un perete

15
despărțitor și schimbătoare de căldură prin amestec, în care transferul căldurii are loc prin
amestecul agenților termici.
c) După sistemul de lucru al aparatu lui: aparate cu acțiune continu ă (aparate
recuperatoare cu sau fără amestecul agenților termici), la care schimbul de căldură se efectuează
în regim termic stabilizat; aparate cu acțiune discontinuă, la care trans ferul căldurii are loc
intermitent (aparate acumulatoare în care căldura este înmagazinată când este disponibilă și
livrată apoi la cerere) sau periodic (aparate regenera toare în care, în mod ciclic, căldura
transportată de agentul cald se acumulează într -un material inert care nu reacționeaz ă chimic cu
purtătorii de căldură, fiind apoi cedată agentului rece).
d) După sensul relativ de circulație a agenților termici; aparate în echi curent, în
contracurent, în cur ent încrucișat, în curent mixt (combinat).
e) După natura agenților termici: aparate lichid -lichid, gaze (vapori) -lichid, gaze –
gaze.
f) După geometria suprafeței de schimb de căldură: aparate cu țevi (tubulare), cu
plăci sau cu lamele, cu suprafață extinsă (nervurată) , cu serpentine, cu țevi sau pl ăci spirale.
g) După modul de preluare a dilatărilor termice: aparate rigide, semielastice (cu
compensator lenticular), elastic (cu țevi în formă de U, cu cap mobil, cu presetupă la placa
tubulară).
h) După poziția aparatului: aparate vertical sau orizontale.
i) După numărul de treceri ale agentului termic prin aparat: aparate cu o trecere
(longitudinală sau transversal ă), cu două, sau mai multe treceri (longitudinale sau transversale).
j) După materialul de construcție folosit: aparate metalice sau ceramic e.
• Criteriul transferului de căldură
a) Aparate fără schimbarea stării de agregare a agenților termici: aparate prin
suprafață (cu perete despărțitor) sau prin amestec (fără perete despărțit or), fiecare în echicurent,
contracurent, curent încrucișat sau curent mixt.
b) Aparate cu schimbarea stării de agregare a unuia sau a ambilor agenți termici:
aparate prin suprafață sau prin amestec, fiecare în echicurent, contracurent, curent încrucișat sau
curent mixt.
Tabelul 3.1 cuprinde o clasificare mixtă constructivă și funcțională a aparatelor
schimbătoare de căldură.

16
Tab 3.1. Clasificarea constructivă -funcțională a schimbătoarelor de căldură

3.2. Construcția schimbătoarelor de căldură

Indiferent de modul în care sunt clasificate schimbătoarele de căldură utilizate în
tehnică, există patru modalități tehnice de realizare a acestora, dintre care primele două sunt cele
mai răspândite:
• schimbătoare de căldură cu țevi și manta;
• schimbătoare de c ăldură cu aripioare;
• schimbătoare de căldură cu placi;
• schimbătoare de caldură coaxiale.

3.2.1. Schimbătoare de căldură cu țevi și manta

Reprezintă tipul cel mai răspândit în industrie datorită simplității sale constructive,
fiabilității ridicate și costului relativ scăzut .

3.2.1.1. Generalități

17

Acestea sunt construite, în principiu, dintr -un fascicul de țevi, montate în două plăci
tubulare și închise într -o manta prevăzută cu capace, așa cum se observă în figura 3.2.

Fig. 3.2. Schema funcționa lă a unui schimbător de căldură multitubular

În general țevile sunt laminate și destinate special construcției schimbătoarelor de
căldură. Cele mai utilizate material e sunt:
• oțeluri pentru temperaturi medii sau joase;
• aliaje cupru -nichel în diferite co mpoziții (de exemplu 70/30%, sau 90/10%);
• aliaje cupru -aluminiu în diferite compoziții (de exemplu 93/7%, sau 91/9%);
• diferite tipuri de aliaje cu zinc între 22 și 40%;
• cupru, oțeluri inoxidabile.
Există o mare varietate de diametre pentru care sunt produse aceste țevi, dar, în general,
pentru schimbătoarele de căldură se prefer ă țevi cu diametre cât mai mici, care asigură un
transfer termic mai intens și construcții mai compacte. [5]

3.2.1.2. Țevi speciale pentru îmbunătățirea transferului termic

În figura 3.3. sunt prezentate țevi cu nervuri spiralate , care se utilizează în special la
construcția vaporizatoarelor:

18

Fig. 3.3. Țevi cu nervuri spiralate

În figura 3.4 este prezentată o țeavă cu nervuri exterioare joase , realizate prin extrudar e,
din materialul de bază al țevii. După extrudare, diametrul exterior al părților lise ale țevilor, este
egal cu diametrul exterior al nervurilor, ceea ce permite o montare ușoară în plăcil e tubulare.
Pasul dintre nervuri este în mod uz ual de (0,8…1,5) mm. Aceste țevi pot asigura un raport între
suprafața exterioară a țevilor nervurate și suprafața interioară a acestora de 3…5 mm, ceea ce
reprezintă o creștere semnificativă a suprafeței exterioare de transfer termic.

Fig. 3.4. Țeavă cu nervuri joase, obținute prin extrudare

În figura 3.5 sunt prezentate câteva tipuri de țevi cu aripioare ondulate . Aceste țevi se
utilizează în special la construcția vaporizatoarelor. Pe țeava de bază se montează prin sudare
elicoidală, o bandă ondulată. Asemenea const rucții se pot realiza pentru țevi având diametre între
(8…39) mm. Înălțimea nervurilor este de 9 mm, iar grosimea acestora variază între 0,2…0,3
mm. Raportul dintre suprafața exterioară ș i cea inferioară este de 9…16 mm.

19

Fig. 3.5. Țevi cu nervu re ondulate

În figura 3.6 este prezentată o țeavă cu nervuri în formă de ace . Acestea se utilizează în
special la construcția condensatoarelor. Exteriorul țevilor se aseamănă cu o perie metalică, ceea
ce asigură o suprafață și o intensitate a transferulu i termic, foarte ridicate. Aceste tipuri de țevi
sunt eficiente în primul rând pentru transferul căldurii în m edii gazoase și în particular pentru
aer.

Fig. 3.6. Țeavă cu nervuri aciforme

În figura 3.7 sunt prezentate țevi cu miez în formă de st ea, care se utilizează la
construcția vaporizatoarelor cu fierbere în interiorul țevilor. Suprafața interioară este mărită prin
introducerea în țevi a miezurilor realizate din aluminiu și având uzual cinci sau zece raze.
Problema tehnică a realizării acest or țevi o reprezintă asigurarea contactului termic dintre țeava
de bază și miez, realizat prin introducerea forțată a miezului. Intensitatea transferului termic este
mărită dacă se realizează și răsucirea miezului de 2…3 ori pe fiecare metru de țeavă.
Țevile cu miez în formă de stea pot avea diametre de 16…19 mm și grosimea de 1 mm.
Raportul dintre suprafața inferioară și cea exterioară este de 2 în cazul miezurilor cu 5 raze și 2,7
în cazul miezurilor cu 10 raze.

20

Fig. 3.7. Țevi cu miez în formă de stea

În figura 3.8 sunt prezentate câteva modele de țevi cu nervuri interioare . Aceste țevi se
pot utiliza atât la vaporizatoare cât și la condensatoare. Nervurile sunt realizare din țeava de
bază, ceea ce asigură u n transfer termic foarte bun. Există n umeroase forme ale nervurilor spre
grade de răsucire diferite. Față de țevile lise, coeficientul global de transfer termic crește mult
datorită următoarelor efecte:
• creșterea suprafeței de transfer termic;
• drenajul prin capilaritate a fazei lichide, care formează un film subțire pe suprafața
interioară nervurată;
• rotirea filmului de lichid, datorită răsucirii (înclinării) nervurilor.

Fig. 3.8. Țevi cu nervuri interioare

În figura 3.9 sunt prezentate două țevi cu suprafață neregulată , montate una în alta.
Suprafețele țevilor prezintă diferite tipuri de cavități, proeminențe piramidale sau asperități,
realizate prin diverse procedee tehnologice noi. Suprafețele neregulate al e acestor țevi pot

21
intensifica transferul termic în cazul schimbării stării de agregare, favorizând amorsarea fierberii,
respectiv, a condensării. Din acest motiv aceste țevi mai sunt numite și ”țevi de nucleație”.

Fig. 3.9. Țevi cu suprafețe neregulate

În figura 3.10 este prezentată o țeavă din material compozite . Asemenea țevi se pot
utiliza și în condensatoare și în vaporizatoare, atunci când condițiile de transfer termic sunt
mediocre atât în interior, cât ș i în exteriorul țevilor. Aceste țevi combină avantajele nervurilor
exterioare cu cele ale generatoarelor interioare de turbulență. Există mai multe variante d e
asemenea țevi: țevi cu nervur i elicoidale la interior și structură piramidală la exterior, sau ț evi cu
nervuri elicoidale atât la interior cât și la exterior. Diametrele pentru care se produc asemenea
țevi sunt de 10…19 mm, iar raportul dintre suprafața exterioară și cea interioară este de 1,5…2.

Fig. 3.10. Țeavă realizată din materiale comp ozite

3.2.1.3. Uzura și deteriorarea țevilor în exploatare

22
Calitatea materialelor din care se realizează țevile, ca și materialele din care se
realizează acestea trebuie să fie dintre cele mai bune, deoarece, în timpul funcționării, acestea
sunt supuse c oroziunii și unor solicitări care le pot distruge, sau le pot diminua capacitatea de
transfer termic.
În figura 3.11 este prezentată o țeavă nervurată corodată în interior pe durata
funcționării.

Fig. 3.11. Țeavă nervurată corodată la interior

În figura 3.12 este prezentată uzura apărută pe o țeavă în zona de montare pe su port.

Fig. 3.12. Țeavă uzată datorită suportului

În figurile 3.13 și 3.14 sunt prezentate țevi distruse datorită solicitărilor la care au fost
supuse în timpul funcțion ării.

23
Fig. 3.13. Țeavă spartă datorită presiunii gheții Fig. 3.14. Țeavă fisurată longitudinal
formate în interior

Din ultimele două imagini se observă că țevile nu se fisurează transversal, ci
longitudinal, sau altfel spus, s e sparg (crapă). [5]
Plăcile tubulare se utilizează pentru fixarea țevilor în fascicul și se montează la
extremitățile mantalei, așa cum se o bservă în figura 3.2. Dacă este necesar, pentru susținerea
fasciculului de țevi se utilizează și suporți. Pentru reali zarea plăcilor și a suporților se pot utiliza
următoarele material e în funcție de natura agenților și agresivitatea acestora față de aceste
material:
• oțeluri – pentru agenți frigorifici, apă dulce sau agenți intermediari de răcire fără
săruri;
• cupru – pentru freoni, dar nu și pentru amoniac;
• bronz – pentru apa de mare sau agenți intermediari pe bază de săruri;
• oțel placate cu oțel inoxidabil – pentru agenți agresivi;
• oțel inoxidabil – pentru lichide alimentare.
Orificiile practicate în plăcile tubu lare și în plăcile de suport, sunt astfel dispuse încât să
formeze, de regulă, hexag oane (sau triunghiuri echilaterale ). Uneori găurile, respectiv țevile, se
dispun în formă de coridor (sau pătrate), iar uneori în formă de cercuri concentrice , ca în figur a
3.15., în care ”a” este numărul de țevi p e latura hexagonului, respectiv pătratului exterior, iar ”b”
este numărul de țevi pe diagonal hexagonului exterior. În vederea unei montări ușoare a țevilor
în fascicul prin plăcile tubulare și suporți, găurile d in acestea se realizează simultan, (toate
odată).

24

Fig. 3.15. Moduri de dispunere a țevilor în plăcile tubulare
a-după hexagoane; b -după pătrate; c -după cercuri concentrice

3.2.1.4. Mantaua

Mantaua schimbătoarelor de căldură multitubulare se calculează astfel încât să aibă un
diametru interior care să permit montarea fasciculului de țevi. Grosimea mantalei se determină
din calculul de rezistență, astfel încât să reziste la presiunea de lucru a agentului dintre țevi și
manta. Materialul din care se realiz ează mantalele este oțelul. Până l a diametre de cca. 400 mm,
acestea se realizează din țevi având diametre standardizate. Pentru diametre mai mari, mantalele
se realizează din virole obținute prin roluire. Sudurile prin care se realizează asamblarea virol elor
în manta, trebuie controlate prin metode defectoscopice nedi structive (cel mai adesea raze x sau
y) și în ultrasunete . După montarea schimbătoarelor de căldură multitubulare sunt supuse unor
probe hidraulice de rezistență și etanșeitate la pr = 1,3 ÷ 1 ,5 presiunea normală .

3.2.1.5. Capacele

Capacele au rolul de a realiza circulația agentului din interiorul țevilor. Șicanele
montate pe capace asigură numărul de drumuri prin interiorul țevilor, astfel încât să se realizeze
vitezele de curgere dorite. T ot pe capace sunt montate racordurile de intrare/ieșire pentru agentul
care curge prin țevi. De obicei numărul de treceri este par, pentru ca racordurile să fie montate pe
un singur capac. La aparatele de dimensiuni mari, capacele sunt demontabile pentru a permite
curățarea interioară a țevilor, iar fixarea capacelor se realizează prin șuruburi pe flanșele
prevăzute în acest scop la exteriorul plăcilor tubulare. Capacele se realizează prin turnare, cel
mai adesea din oțel și fontă. Câteva tipuri de capace s unt prezentate în figura 3.16.

25

Fig. 3.16. Tipuri de capace

3.2.2. Schimbătoare de căldură cu aripioare

Într-un schimbător de căldură, în absența depunerilor, apar trei rezistențe termice care
determină coeficientul global de schimb de căldură: rezistența termică a fluidului primar –
determinată de coeficientul de convecție de la acest fluid la suprafața de schimb de căldură,
rezistența termică a fluidului secundar – determinată de coeficientul de convecție de la suprafața
de schimb de căldură l a acest fluid și rezistența termică a peretelui, în multe cazuri ponderea
acesteia din urmă fiind neglijabilă. În situațiile când unul dintre agenții termici este un lichid care
se încălzește sau se răcește monofazic sau cu schimbare de fază, iar celălalt agent termic este un
gaz, diferența între coeficienții convectivi de transfer de căldură este de unul sau mai multe
ordine de mărime, coeficientul global de transfer de căldură fiind determinat practic numai de cel
mai mic coeficient de convecție, cel pe p artea gazului. Pentru ameliorarea coeficientului global
de transfer de căldură se poate acționa fie asupra coeficientului de convecție prin mărirea
turbulenței și perturbarea stratului limită, fie asupra suprafeței de schimb de căldură prin
extinderea aces teia pe partea fluidului cu cel mai mic coeficient de convecție (fluidul gazos).
Această extindere se realizează cu ajutorul aripioarelor (nervurilor).
Bateriile cu aripioare sunt schimbătoare de căldură compacte destinate în special
încălzirii sau răcirii aerului, ele fiind larg utilizate în instalațiile frigorifice sau de climatizare, dar
și ca recuperatoare de căldură sau radiatoare pentru automobile.
În figura 3.17 este reprezentat un calorifer din țevi de fontă cu aripioare.

26

Fig. 3.17. Calo rifer din țevi de fontă cu aripioare

3.2.2.1. Clasificarea schimbătoarelor de căldură cu aripioare

Schimbătoarele de căldură cu aripioare pot fi clasificate în funcție de tipul elementelor
de bază din c are sunt con struite. Astfel, ave m șase categorii dist incte de elemente:
a) Țevi cu secțiune circulară sau ovalizată
Acestea sunt cele mai simple geometrii ale schimbătoarelor de căldură compacte. Pot fi
întâlnite în practică având următoarele terminologii: ST (straight tubes) – curgere în interiorul
unor țevi drepte circulare, FT (flattened tubes) – curgere în interiorul unor țevi drepte aplatizate și
FTD (flattened dimpled tubes) – curgere în interiorul unor țevi ondulate aplatizate. Ondulările au
rolul de a perturba stratul limită, asigurând astfel creșterea coeficientului de convecție fără a mări
viteza de circulație a fluidului.
b) Supr afețe tubulare
Acestea sunt reprezentate de grupuri de țevi cu diametre mici, între 6,3 mm și 9,5 mm,
utilizate în aplicații în care rigiditatea și ușurința în curățare a schimb ătoarelor de căldură
convenționale cu țevi și manta nu sunt esențiale. Uzual, plăcile tubulare sunt comparativ mai
subțiri, iar sudarea sau lipirea unei țevi la placa tubulară asigură o etanșeizare mai bună
împotriva scurgerilor și dilatării inegale.
c) Supra fețe cu curgere normală la bateriile de țevi netede
Spre deosebire de țevile cu aripioare radiale, țevile netede circulare sunt vălțuite
obținându -se astfel nervuri care duc la formarea unui fascicul de țevi, așa cum este prezentat în
figura 3.18 a. Pentru a crește rezistența mecanică a ansamblului, se pot ștanța găuri în aripioare.
Alte tipuri reduc rezistența curgerii la exteriorul țevilor prin ap latizarea acestora (figurile 3.18b și

27
3.18c). Țevile plate sunt fabricate din benzi, asemănător țevilor circula re sudate, dar sunt mult
mai turtite, iar îmbinarea se face uzual prin lipire.

Fig. 3.18. Tipuri constructive de elemente constitutive ale schimbătoarelor de căldură cu
aripioare

d) Supr afețe cu plăci și nervuri
Acestea sunt prezentate în figurile 3.2d -i.
• Nervur ile netede sunt caracterizate prin secțiuni de curgere lungi, neîntrerupte și sunt
reprezentate printr -un număr care indică numărul de nervuri per inch (1 inch = 2,54 cm).
• Nervuri le cu fante (crestate) sunt nervuri care au cr estături practicate la anumite
intervale și îndoite către interiorul canalelor de curgere ale fluidelor. Sunt reprezentate printr -un
raport indicând lungimea nervurii în direcția curgerii (în inch) urmat de un număr care indică

28
numărul de nervuri per inch. De exemplu, denumirea 1/2 – 6,06 indică un număr de 6,06 nervuri
de 1/2 inch lungime, per inch.
• Nervurile discontinue sunt reprezentate de aceeași manieră ca nervurile cu fante.
Sufixele (D) și (T) indică o stivă dublă respectiv triplă. Uzual, nervurile discontinue mai sunt
numite nervuri îndoite deoarece ele sunt îndoite la intervale regulate, iar schimbătorul de căldură
este format dintr -o serie de plăci nervurate având îndoituri succesive.
• Nervurile ondulate sunt caracterizate printr -o ondulație con tinuă. Schimbarea direcției
de curgere introdusă de ondulații are tendința de a perturba stratul limită, ca în cazul nervurilor
cu fante și a celor discontinue. Reprezentarea nervurilor ondulate este totdeauna urmată de litera
W (de la englezul wavy – ondu lat). D e exemplu, denumirea 11,44 – 3/8W indică o nervură
ondulată având 11,44 nervuri per inch cu o ondulație de 3/8 inch.
• Suprafețele cu nervuri perforate au găuri practicate în nervuri pentru a asigura
întreruperea stratului limită. Aceste tipuri de s uprafețe sunt reprezentate de numărul de nervuri
per inch urmate de litera P.
• Suprafețele cu nervuri aciculare sunt obținute prin „implantarea” pe o suprafață plană
a unor știfturi de diametre mici. Acest tip de suprafață conduce la obținerea unor coefic ienți de
transfer termic ridicați datorită lungimilor de curgere efectivă foarte reduse. Aceste suprafețe nu
au o reprezentare specifică, ca în cazul celorlalte tipuri de suprafețe.
e) Supr afețe cu țevi nervurate
Țevile cu secțiune circulară prevăzute cu nerv uri elicoidale radiale sunt reprezentate
prin literele CF urmate de unul sau două numere. Primul indică numărul de nervuri per inch, iar
al doilea (opțional) se referă la diametrul nominal al tubului. In cazul țevilor circulare cu nervuri
continue, cele do uă numere au aceeași semnificație ca în cazul prezentat anterior, nefiind însă
însoțite de nici o literă. Pentru țevile turtite nervurate, primul număr indică numărul de nervuri
per inch, iar al doilea reprezintă lărgimea mai mare a tubului; nici în acest caz nu sunt utilizate
litere. Atunci când în reprezentarea țevilor circulare cu nervuri elicoidale radiale nu apare grupul
CF, se poate considera că suprafața are nervuri continue.
f) Suprafețe matriciale
Aceste tipuri de suprafețe sunt utilizate în schimbăto arele de căldură de tip regenerativ
cu suprafață rotativă, cum ar fi preîncălzitoarele regenerative de pe traseul gazelor de ardere din
cazanele pe comb ustibili fosili convenționali. Î n acest tip de aplicație, este utilizată capacitatea
metalului de a abso rbi căldura gazelor de ardere (cu un coeficient de frecare minim al acestora)
în timpul expunerii schimbătorului la gazele fierbinți și eliberarea acestei călduri aerului de
ardere aflat la o temperatură mai mică. Pentru aceste tipuri de suprafețe nu exist ă o reprezentare
alfa-numerică.

29

3.2.2.2. Caracteristici constructive

Pentru caracterizarea suprafețelor extinse se pot lua î n considerare mai multe criteri i:
• Forma țevii de bază
Țeava de ba ză poate avea secțiunea: rotund ă, eliptică, plată sau în formă de picătură
(fig. 3.19.).

Fig. 3.19. Tipuri de secțiuni pentru țevile de bază
a) tip picătură ; b) plate; c) eliptice; d) rotunde.

Cea mai ră spândită formă este cea rotundă , aceasta având cel mai redus cost. Celelalte
tipuri de tuburi asigură o comp actitate sporită și pierderi mai mici de presiune la curgerea gazu lui
[3.19]. Ele sunt însă mai scumpe, iar fixarea nervurilor pe ele este mai dificilă.
• Tipul aripioarei
Aripioarele se împart în două mari categorii: aripioare individuale care înfășoară o
singură țeavă și aripioare continue, atunci când ele sunt comune pentru mai multe țevi.
Aripioarele individuale cele mai răspândite sunt c ele elicoidale realizate dintr -o bandă
metalică rulată pe țeava de bază sau prin extrudare din țeava de bază sau din altă țeavă dintr -un
material mai maleabil (aluminiu, cupru, alamă), care învelește țeava de bază. Banda din care sunt
realizate poate fi continuă (fig. 3.20 a), perforată (fig. 3.20 b), sau decupată (fig. 3.20 c).
Aripioarele inelare (fig. 3.20 d) sunt formate din discuri, circulare sau de altă formă, separate
între ele prin inele distanțoare sau decupări din aripioară. Aripioarele aciculare (fig. 3.20 e) sunt
realizate prin sudare sau turnare, având formă trapezoidală și o secțiune în formă de picătură. Ele
se utilizează pentru țevi de dimensiuni mari, care lucrează la temperaturi ridicate, cum este cazul
recuperatoarelor de căldură. Arip ioarele din fir resort (fig. 3.20 f) sunt realizate prin rularea și
sudarea în puncte, în elice, pe o țeavă de bază, a unui res ort. Ari pioarele longitudinale (fig.
3.20g) sunt utilizate în cazul curgerii în lungul axei țevilor. Ele sunt realizate prin extrudare din
materialul țevii sau prin sudarea unor benzi în lungul țevilor de bază.

30

Fig. 3.20. Tipuri constructive de aripioare individuale
a) aripioare individuale continue; b) aripioare perforate; c) aripioare decupate;
d) aripioare inelare; e) aripioare aciculare; f) aripioare resort;
g) aripioare longitudinale

Aripioarele continue sunt comune mai m ultor țevi, fiind utilizate în marea majoritate a
bateriilor cu aripioare. Constructiv, se disting trei geometrii principale pentru aceste aripioare:
• aripioarele lise (fig. 3.21a) constituie cea mai răspândită geometrie. Pasul dintre plăci
este în gener al în limitele 1,5 -6 mm, putând ajunge la 10 mm în cazul gazelor cu depuneri sau la
care poate apare fenomenul de givraj;
• aripioarele ondulate (fig. 3.21 b) sunt realizate prin ambutisare, realizând o
intensificare a turbulenței la perete care conduce la o mărire a coeficientului de convenție eu
circa 20% față de aripioarele lise;
• aripioarele perforate (fig. 3.21c) reprezintă geometria cea mai evoluată d in punct de
vedere al perfo rmanțelor de transfer termic, în ultimii ani apărând numeroase tipuri cons tructive
de astfel de aripioare. Ele sunt însă mai sensibile la depuneri și la givraj.

31

Fig. 3.21. Tipuri constructive de aripioare continue
a) aripioare lise; b) aripioare ondulate; c) aripioare perforate

3.2.3. Schimbătoare de că ldură cu plăci

3.2.3.1. Tipuri constructive de schimbătoare de căldură cu plăci

Conceptul de schimbător de căldură cu plăci datează de la începutul secolului XX.
Aceste schimbătoare au fost propuse inițial pentru a răspunde necesităților industriei lapte lui,
utilizarea lor extinzându -se apoi în diverse alte ramuri ale industriei: chimie, tehnică nucleară,
etc. Conceptul nu a fost suficient exploatat până la Richard Seligman, fondatorul lui APV
Internațional Ltd, prima firmă ce a introdus în 1923 comercial izarea schimbătoarelor de căldură
cu plăci și garnituri. Inițial plăcile erau din “gunmetal”, dar în 1930 acestea au început să fie
confecționate din oțel inoxidabil. Primele aparate de acest tip erau limitate din punct de vedere a
condițiilor de funcționa re la o presiune de 2 bar și o temperatură de aproximativ 60 °C. De
atunci, schimbătoarele de căldură cu plăci și garnituri au rămas practic neschimbate din punct de
vedere constructiv și a tehnologiei de fabricație, dar dezvoltările din ultimii șaizeci de ani au
condus la ridicarea parametrilor operaționali, presiune și temperatură, la 30 bar și respectiv
180°C, prin marea varietate existentă la nivelul materialelor din care pot fi realizate plăci le și
garniturile de etanșare. În ultimii ani noi tehnologii de fabricație și asamblare a schimbătoarelor

32
de căldură cu plăci au condus la atingerea unor performanțe net superioare celor clasice ce
utilizează ca elemente de etanșare garniturile.
Există diferite tehnologii în lume, dintre care unele dezvoltate destu l de recent, privind
realizarea schimbătoarelor de căldură cu plăci. Putem distinge în acest sens două categorii de
astfel de aparate: schimbătoare cu suprafață primară și schimbătoare cu suprafață secundară (fig.
3.22).
Fig. 3.22. Clasificarea schimbătoa relor cu plăci

Schimbătoarele cu suprafață primară, pot fi realizate sub forma schimbătorului cu plăci
și elemente de etanșate (garnituri) , acesta fiind tipul cel mai răspândit de aparat, cu plăci lipite
sau sudate.
În cazul aparatelor cu suprafață secun dară între plăci este inserată o umplutură metalică
care reprezintă o suprafață suplimentară (secundară) de transfer de căldură.
Schimbătoarele cu plăci și garnituri au utilizarea limitată de presiunea maximă de
lucru, precum și de diferența de presiune în tre cele două fluide. Este posibil de conceput și de
construit schimbătoare de căldură cu plăci și elemente de etanșare până la o presiune de lucru 25
– 30 bar și o diferență de presiune de 25 bar. Frecvent întâlnit astăzi sunt schimbătoarele cu
presiune d e lucru de ordinul a 6 -20 bar.

33

Fig. 3.23. Schimbător de căldură cu plăci și garnituri (schema funcțională)

Temperatura maximă de lucru limitează deasemenea domeniul de utilizare al aparatului.
Această temperatură este în funcție de materialul elem entelor de etanșare și se admite ca o limită
superioară uzuală, o temperatură de ordinul a 150°C, putându -se atinge, pentru aplicații speciale
și temperaturi de până la 260°C.
Suprafața de schimb de căldură este compusă dintr -o serie de plăci metalice, pre văzute
cu garnituri și strânse una lângă alta cu ajutorul unor tiranți. Se formează o serie de canale, unul
dintre fluide udând una dintre fețele plăcii, iar celăla lt fluid cealaltă față (fig. 3.23 ).
Plăcile sunt realizate prin ambutisare, în general din o țel inoxidabil sau titan, dar pot
exista plăci ș i din alte metale, suf icient de ductile, cum sunt Hastelloy, Inc oloy, Monel,
Cupronichel. Grosimea plăcilor este de obicei de 0,6 -0,8 mm și numai foarte rar se depășește 1
mm. O importanță mare o are profilul plăcii care trebuie să asigure o turbulență importantă
pentru mărirea coeficientului de convecție, dar și o distribuție a fluidelor pe întreaga suprafață a
plăcii și puncte de sprijin metal pe metal pentru asigurarea rigidității mecanice a aparatului.
Există în prezent peste 60 de geometrii diferite de plăcii brevetate de diferite firme
producă toare. .
În schimbătoarele de căldură cu plăci există diferite tipuri de circulație ale agenților de
lucru.
Variantele cele mai des întâlni te sunt prezentate în figur a 3.24 .

Circulație cu o singură trecere
pe ambele fluide
Montaj în Z cu racorduri
(intrare -ieșire) la ambele
extremități
Montaj în U cu racorduri la o
singură extremitate

34

Fig. 3 .24 Tipuri de circulații posibile în schimbătoarele de căldură cu plăci

Schimbătoarele de căldură cu plăci lipite sau sudate, dezvoltate în ultimii ani, permit o
utilizare a suprafeței de schimb de căldură la nivele de presiuni și temperaturi mai mari ca la
schimbătoarele prezentate anterior, datorită abs enței elementelor de etanșate. În astfel de aparate
se pot atinge presiuni de 40÷50 bar și temperaturi de 450÷ 500°C.
Schimbătoarele de căldură cu plăci sudate sau lip ite reprezintă o variantă a
schimbătoarelor cu plăci și garnituri, deoarece suprafața de schimb de căldură este constituită, tot
dintr -o serie de plăci metalice cu caneluri înclinate, dar ele nu posedă nici elemente de etanșare,
nici tiranți de strângere ( fig. 3.25 ). Etanșeitatea este asigurată prin sudură în jurul fiecărei plăci.
Canalele formate între plăci sunt dispuse în așa fel ca cele două fluide să circule alternativ în
curenți paraleli.
Compactitatea și grosimea redusă a plăcilor permit ca aceste ap arate, foarte ușoare să fie
montate direct pe tubulatura de racordare a schimbătorului, fără suport metalic sau fundație.
În ultimii ani au apărut și alte tipuri de schimbătoare cu suprafață primară (asamblaje
speciale) care sunt fabricate din materiale ne metalice (plastic, ceramică, grafit) și utilizează un
alt mod de asamblare.

Fig. 3.25. Schimbător de căldură cu plăci sudate
a) vedere de ansamblu; b) secțiune
Circulație cu mai multe treceri, în
număr egal pe ambele fluide
Circulație cu mai multe trecere, cu
număr diferit pe fiecare fluid

35
Schimbătoarele cu suprafață secundară sunt constituit e dintr -un set de tole (fig. 3.26 )
separate de plăci plane. Pentru aplicații în care unul dintre agenți este aerul atmosferic aceste
schimbătoare sunt fabricate din materiale ușoare (aluminiu) iar pentru aplicații în criogenie sau
în aeronautică, materialele utilizate sunt aluminiul sau oțelul inoxidabil.

Fig. 3.26 Diferite geometrii de suprafețe secundare

Pentru a caracteriza performanțele și a alege tipul de plăci pentru un schimbător de
căldură, se utilizează în general următorii parametri:
• Debitele primare și secundare care determină d imensiunile tubulaturii de racordare a
schimbătorului și permit alegerea tipului de placă și stabilirea numărului de plăci;
• Numărul de unități de Transfer de Căldură (NTC), care caracterizează performanțele
termice ale aparatului;
• Pierderile de presiun e care sunt, în general, impuse de utilizator și care impun în unele
cazuri alegerea dimensiunilor plăcilor.

3.2.4. Schimbătoare de căldură coaxiale

Aceste schimbătoare de căldură, de tipul celor prezentate în figura 3.27 , sunt utilizate în
special pentr u lichide, fiind realizate din dou ă țevi coaxiale. În cazul vaporizatoarelor, când
agentul de răcire circulă prin interior, țeava interioară p oate să fie prevăzută cu nervur i, sau poate
fi înlocuită cu mai multe țevi, situație în care țeava exterioară are rolul unei mantale. Ansamblul
acestor țevi este înfășurat elicoidal pentru a mări suprafața de transfer termic fără a mări sensibil
gabaritul aparatului.

36
Fig. 3.27. Țevi și schimbătoare de căldură coaxiale

Schimbătoarele de căldură coaxiale prezintă ur mătoarele avantaje:
• performanțe de transfer termic ridicate, mai ales dacă se utilizează țevi cu suprafețe
neregulate;
• la sarcini termice egale, sunt mai puțin masive decât construcțiile multitubulare;
• curgerea și transferul termic se realizează în c ontracurent.
Dezavantajul cel mai important pe car e îl prezintă, îl constituie fap tul că nu se poate
realiza curățarea decât prin spălare chimică.
Materialele utilizate pentru realizarea țevilor îl reprezintă oțelul și aliajele cupru -nichel.
Presiunile nom inale maxime pot să atingă valori de 15…25 ba r, iar temperaturile maxime sunt de
20…140°C. Pot fi utilizate ca și condensatoare, vaporizatoare, subrăcitoare, preîncălzitoare,
recuperatoare de căldură etc.

37
Capitolul 4.
CRITERII DE ALEGERE A SCHIMBĂTOARELOR
DE CĂLDURĂ

Pentru luarea unor decizii tehnico -economice adecvate la alegerea schimbătoarelor de
căldură este absolut necesară cunoașterea în detaliu a factorilor principali care determină
dimensionarea și utilizarea acestora (schema tehnol ogică, parametrii termici, hidraulici și
mecanici nominali și maximi admisibili, tipul constructiv și materialele folosite, regimul de
funcționare, condițiile de amplasare, montaj, exploatare și întreținere, caracterul și evoluția în
timp a depunerilor, po sibilitatea reparației și accesul la suprafața de schimb de căldură, costul și
economicita tea aparatului).
În tabelul 4.1 se prezintă unele indicații generale folosite la alegerea tipului de aparat
tubular de transfer de căldură.
Tipul
constructiv Caract eristici
principale Utilizările cele
mai
convenabile Limitări Costul relativ
față de o
construcție din
oțel carbon
Placă tubulară
fixă Ambele plăci
tubulare fixate
la manta Condensatoare;
aparate
lichid -lichid,gaz –
gaz, gaz -lichid.
Procese de
răcire, încăl zire
sau refierbere.
Poziție
orizontală sau
verticală Diferența
temperaturilor
extreme sub
100°C,
datorită
compensărilor
dilatărilor
termice 1,0
Cap mobil sau
placă tubulară
mobilă
(fascicule
demontabile
sau
nedemontabile) O placă tubulară
este
mobilă în manta
sau cu
mantaua.
Fascicolul tubular
poate fi sau nu
detașabil din
manta. Capacul
demontabil
pentru inspecția
capetelor țevilor Diferențe extreme
de
temperatură
ridicate, peste
100°C. Fluide
murdare care
necesită curățire
în țevi și printre
țevi. Poziț ie
orizontală
sau verticală Pericol de
neetanșeitate la
garniturile
interioare.
Coroziunea
pieselor
ansamblului mobil
pe
partea de manta.
De
regulă limitat la
unitățile
orizontale. 1,28

38
Tipul
constructiv Caracteristici
principale Utilizările cele
mai
conv enabile Limitări Costul relativ
față de o
construcție din
oțel carbon
Tevi U;
fascicul U O singură placă
tubulară.
Tevi îndoite în
formă de U,
fasciculul fiind
demontabil Diferențe de
temperatură
mari.
Compensare
bună a dilatărilor
termice. Curățire
ușoară pe partea
de țevi și manta.
Poziție
orizontală sau
verticală Coturile bine
executate;
pericol de
spargeri.
Vitezele
fluidului în ț evi
pot produce
coroziuni la
interiorul
coturilor. Fluidul
nu trebuie să
conțină particule
în suspensie 1,08
Boiler Fascicu lul
tubular
demontabil (țevi
U sau cap
mobil). Mantaua
lărgită
pentru a permite
fierberea și
separarea
vaporilor Fierberea în
manta a unui
fluid frigorific
sau tehnologic.
Congelarea sau
răcirea fluidului
din țevi prin
evaporarea în
manta a unui
agent frig orific Pentru instalații
orizontale.
Dimensiuni
mari pentru alte
aplicații 1,2-1,4
Țeavă în țeavă Fiecare țeavă are
manta proprie,
formând un
spațiu
inelar pentru
fluidul din
manta. De
regulă. Se
folosesc țevi cu
nervuri
exterioare Pentru
suprafețele de
transfer de
căldură relativ
mici; în baterii
pentru utilizări
mai mari. În
special
recomandat
pentru presiuni
în țeavă peste 25
bar Utilizări care
necesită
țevi cu nervuri.
Bateriile mai
mari ridică
costul și
necesită spațiu
de
amplasare 0,8-1,4
Țeavă în
serpentină Țeavă în
serpentină
imersată într -o
cuvă cu apă sau
pulverizată cu
apă Condensare sau
sarcini termice
relativ scăzute Coeficientul de
schimb de
căldură este
redus.
Necesită spațiu
relative mare
pentru sarcini
termice ridicate 0,5-0,7

39
Tipul
const ructiv Caracteristici
principale Utilizările cele
mai
convenabile Limitări Costul relativ
față de o
construcție din
oțel carbon
Baterii cu țevi
deschise (răcite
cu apă) Țevile nu
necesită manta ci
numai colectoare
lungi de
capăt. Apa este
pulverizată pest e
suprafață. De
asemenea, poate
fi folosită în
cuve cu apă Condensare sau
sarcini termice
relativ scăzute Coeficientul de
schimb de
căldură este
redus.
Necesită mai
puțin spațiu
decât țeava în
serpentină 0,8-1,1
Baterii cu țevi
deschise (răcite
cu aer).
Țevi netede sau
cu nervuri

Țevile nu
necesită manta ci
numai colectoare
de capăt,
similar
aparatelor răcite
cu apă
Condensare,
nivele ridicate de
transfer de
căldură

La convecție
liberă
coeficientul de
schimb de
căldură este
redus; se poate
îmbunătăți prin
circulația forțată
a aerului peste
țevi

0,8-1,8
Tab. 4.1

40
Capitolul 5
CONSIDERAȚII TEHNICE GENERALE DE
PROIECTARE

La alegerea si dimensionarea schimbătoarelor de căldură este necesară efectuarea
calculului termic, hidraulic, mecanic ș i economic al aparatului, stabilirea unor elem ente de
tehnologie, exploatare și întreținere a acestuia. În parcurgerea acestor etape se ț ine seama de o
serie de criterii ș i recomandări rezultate din experienț a de proiectare ș i exploatare a
schimbătoarelor de căldură.
a) Performanțele transferului de căldură. Datele procesului tehnologic ne permit, de
regulă, fixarea temperaturilor de intrare și de ieșire pentru fiecare fluid. Cu acestea se determină
eficiența aparatului și se alege schema adecvată de curgere.
Pe baza debitelor agenților termici, se aleg vitezele de curgere (fiind recomandate viteze
de -0,5….6 m/s pentru fluide și 3 -30 m/s pentru gaze) și se dimensionează secțiunile transversale
de curgere. Se vor evita vitezele ridicate care pot produce eroziuni, vibrația țevilor, instabilitatea
curgerii (la sistemele de circulație naturală) sau zgomot (la aparatele cu aer condiționat).
Performanțele termice ale aparatului sunt puternic influențate de depunerile pe suprafața
de schimb de căldură. La nivelul cunoști nțelor actuale, depunerile reprezintă un factor apreciat
cu multă incertitudine, din care cauză prevederea lui la proiectare trebuie cât mai temeinic
justificată.
b) Restricții de dimensiuni (lungime, înălțime), volum, greutate pot apare la
încadrarea aparatu lui într -o anumită instalație, din crearea spațiilor necesare pentru întreținere și
reparații sau din respectarea unor condiții de securitatea muncii.
c) Factorii economici pot fi decisivi în alegerea schimbătorului de căldură. Aceștia
cuprind investițiile ca pitale inițiale și cheltuielile anuale ale aparatului (cheltuieli de reparație și
întreținere, cheltuieli de amortizare, cheltuieli de curățare, inclusiv costul producției tehnologice
nelivrate datorită întreruperii funcționării schimbătorului de căldură). Viteza optimă a agentului
termic se obține prin minimizarea sumei dintre cheltuielile anuale de amortizare și cheltuielile cu
energia de pompare.
d) Solicitări mecanice . Până la presiuni de 15 bar și temperaturi în metal de 150 °C,
solicitările mecanice sunt n eimportante; ele sunt, însă, hotărâtoare la presiuni peste 70 bar sau
temperaturi peste 540 °C. La acești parametri, plăcile tubulare și capacele reprezintă elementele
decisive în alegerea geometriei aparatului, iar solicitările mecanice factor major în ale gerea

41
materialelor. Compensarea dilatărilor termice poate impune limitări deosebite în proiectarea
aparatului, dacă diferența de temperatură dintre țevi și monta depășește 40 °C.
e) Condiții de material și de execuție. Problemele de coroziune au practic
întotdeauna importanță la alegerea materialelor pentru un anumit tip de schimbător de căldură. În
cazul fluidelor corozive, poate apare oportună înlocuirea materialelor mai scumpe rezistente la
coroziune cu materiale mai ieftine, dar cu cheltuieli mai mari de în treținere. De asemenea,
alegerea unui material poate fi condiționată de problemele de fabricație, sub aspectul
compatibilității materialului respectiv cu procedeele tehnologice de execuție.
f) Condițiile de etanșare trebuie specificate, pentru cazul concret d e utilizare a
aparatului, atât pentru scurgerile relative între fluide, cât și pentru scurgerile de fluide către
mediul ambiant.
g) Deservire, reparație și întreținere . Aceste operații depind de cazul concret de
utilizare a aparatului, impunând limitări speci fice la proiectare. Astfel, prin construcție trebuie să
se prevadă posibilitatea executării rapide și sigure a unor lucrări de remediere a neetanșeităților,
de curățire a aparatului de depuneri, înlocuiri de țevi etc.
h) Condiții de funcționare și control . În multe cazuri, răspunsul dinamic al
schimbătorului de căldură la variațiile de sarcină are efecte importante asupra performanțelor
instalației. Inerția termică la pornire sau oprire, variațiile de presiune, fiabilitatea aparatului pot
influența funcționare a stabilă a sistemului, necesitând un echipament de măsură și control
automat adecvat.

5.1. Alegerea fluidului principal de lucru din manta

Alegerea fluidului principal de lucru din manta influențează stabilirea tipului de
schimbător de căldură, necesitâ nd totuși realizarea unui compromis între următorii factori:
• Posibilități de curățire . Spațiul dintre țevi și manta, în general, dificil de curățat, din
care cauză se recomandă folosirea unui fluid mai curat.
• Coroziune . Problemele de coroziune și condi țiile de puritate a fluidelor p ot impune
folosirea unor aliaje scumpe; ca urmare, este recomandabil ca fluidele respective să curgă prin
țevi și să se evite astfel construirea unor mantale din oțeluri aliate.
• Presiune. Fluidele cu presiune ridicată sunt plasate în țevi; în caz contrar, mantale le
fiind solicitate la presiuni ridicate, datorită diametrelor lor, au pereți groși și costuri mari de
fabricație.

42
• Temperaturi . Fluidele cu temperaturi mai mari trebuie să se găsească în țev i.
Temperaturile ridicat e reduc eforturile admisibile în materiale, efectul lor fiind similar efectului
presiuni lor mari în stabilirea grosimii pereților mantalelor. De asemenea, din motive de
securitate a personalului d e deservire, plasarea fluidului mai cald în manta necesită o izolație
termică suplimentară.
• Fluide scumpe sau periculoase . Acestea trebuie păstrate în partea cea mai etanșă a
schimbătorului de căldură, respectiv în țevi.
• Debite. Se obține o concepție mai bună a aparatului prin plasarea debitului ma i mic în
mant a. Ca rezultat, se evită o construcție cu mai multe treceri prin țevi, care are o eficiență
termică coborâtă și se obține o c urgere turbulentă în manta la numere Reynolds scăzute.
• Vâscozitatea, regimul de curgere . Numărul Reynolds critic pentru curgerea turbulentă
în manta este de aproximativ 200, iar în țevi de 4 000 – 10 000; în acest fel, când curgerea este
laminară în țevi, ea poate deveni turbulentă în manta. Dacă totuși curgerea este laminară în
manta, este recomandabil să se revină la plasarea flui dului respectiv în țevi, pentru care există
relații mai sigure de determinare a transferului de căldură și distribuție a debitului.
• Pierderi de presiune . Dacă pierderile de presiune prezintă o importanță deosebită și
trebuie determinate precis, atunci fl uidul respectiv trebuie plasat în țevi. Pierderile de presiune în
țevi pot fi calculate cu erori mai mici decât pierderile de presiune din manta; ultimele se pot
abate mult de la valorile teoretice în funcție de scurgerile prin interstițiile din manta prev ăzute la
tipul respectiv de schimbător de căldură.

5.2. Calculul schimbătoarelor de căldură

La proiectarea unui schimbător de căldură vor trebui parcurse următoarele trei etape
principale:
• calculul termic și hidrodinamic
• calculul mecanic
• proiectul de execuție
Calculul termic urmărește determinarea suprafeței de schimb de căldură și a modului de
dispunere a acesteia în spațiul, corespunzător unei sarcini termice date, pentru anumite debite și
temperaturi ale fluidelor de lucru.
Calculul hidrodinamic corelează aceste elemente cu pierderile de presiune admise și cu
energia de pompare a agenților termici.

43
Calculul mecanic alege soluția constructivă, luând în considerare regimul de lucru,
temperaturile și presiunile de funcționare, procesele de coroziune ale fluidelor, compensarea
dilatărilor termice relative și eforturile termice asociate, precum și legătura schimbătorului de
căldură cu alte echipamente.
Proiectul de execuție finalizează calculele precedente, respectiv elaborează
documentația de fabricați e a unui aparat, cu un preț de cost cât mai scăzut (selecționează
materialele, efectuează calculul de rezistență, indică tehnologia de execuție, prevede soluțiile de
etanșare, montaj, susținere, izolare termică).

5.3. Indicii de calitate ai schimbătoarelo r de căldură

Un schimbător de căldură are trei categorii de pierderi: pierderi de temperatură în
procesul de transfer de căldură ce are loc la diferite finite de temperatură între agenții termici;
pierderi de căldură în mediul ambiant prin pereții sau izo lația termica a aparatului; pierderi de
presiune datorită rezistentelor hidraulice la curgerea agenților termici prin aparat. Aceste
pierderi, nu pot fi eliminate complet și determină prin mă rimea lor, calitatea funcționarii
schimbătoarelor de căldură.
Aprecierea performanț elor schimbătoarelor de căldură se face cu o serie de indici de
calitate, dintre care cei mai importanți sunt:

Coeficientul de reținere a căldurii, ,
Reprezintă raportul dintre fluxul de căldură preluat de agentul și fluxul de căldură
cedat de agentul cald , adică:

( ) (5.1)

în car e [W] este fluxul de căldură pierdut în mediul ambiant. Cu ajutorul
coeficientului se evaluează pierderile de căldură în mediul înconjurător ale unui aparat prin
pereții sau izolația termică a acestuia; din acest punct de vedere are semnificația unui
randament al izolației termice. La aparatele cu o izolație termică corespunzătoare, coeficientul
are valori de ordinul = 0,90…0,99.

Randamentul termodinamic, ,
se definește prin relația:

44

( )
( ) ( )
( ) (5.2)

unde:
• [W] este fluxul de căldură transmis agentului rece;
• [W] fluxul de căldură pe care agentul cald îl poate transmite într -un proces de
schimb de căldură până la echilibrul transportat de agentul cald;
• [°C] temperatura de referință a mediului ambiant;
• [J/kg] entalpia agentului cald la temperatura ; și [kg/s] debitul masic de
agent cald și rece;
• , [J/kg·°C] căldura specifică medie la presiune constantă a agentului ca ld,
respectiv rece;
• , [°C] temperatura agentului cald la intrarea, respectiv la ieșirea din schimbător;
• , [°C] temperatura agentului cald la intrarea, respectiv la ieșirea din schimbător;
• , [J/kg] entalpia specifică a agentului cald la intrarea, respectiv la ieșirea din
schimbător;
• , [J/kg] entalpia specifică a agentului rece la intrarea, respectiv la ieșirea din
schimbător.

Mărimea reprezintă fluxul de căldură pe care fluidul cal d îl poate transmite într -un
proces de transfer de căldură până la echilibru cu mediul ambiant la care fluidul cald are
temperatura și entalpia . Acest mod de definire permite ca, cu ajutorul randamentului
termodinamic, să se evalueze gradu l de utilizare a căldurii transportate de agentul cald.

Eficiența termică, ɛ, este conform definiției, raportul dintre sarcina termică reală Q și
sarcina termică maximă posibilă a aparatului:

ɛ =
( )
( ) ( )
( ) (5.3)

în care e consideră =1
Capacitatea termică este valoarea minim ă dintr e = și =

45
Deoarece reprezintă limita termodinamică a valorii sarcinii termice a
schimbătorului de căldură corespunzătoare intervalului disponibil de temperatură cuprins între
și , eficiența termică ɛ exprimă gradul de apropiere a aparatului real de cel teoretic.

46
Capitolul 6.
CALCULUL DE PREDIMENSIONARE A
RĂCITORULUI DE CĂLDURĂ

Calculul preliminar al ră citorului de c ăldură a gazelor refulate constă î n:
6.1. Stabil irea naturii fluidelor
6.2. Stabilirea debitelor și
6.3. Stabilirea temperaturilor de intrare ș i ieșire
6.4. Alegerea tipului de schimbător adecvat

6.1. Stabilirea naturii fluidelor

6.1.1 . Agentul primar (agentul care cedează căldură î n schimbător) este conform temei
de proiectare "gazul metan".
Se vor nota î n continuare cu indicele inferior "1" toate mărimile ce vor caracteriza
agentul primar – respectiv ”gazul metan ”.
6.1.2 . Agentul secundar (agentul care preia căldură în ră citor) este con form temei de
proiectare "apa".
Se vor nota î n continuare cu indicele inferior "2" toate mărimile ce vor caracteriza
agentul secundar – respectiv apa.

6.2. Stabilirea debitelor și

6.2.1 . Debitul de gaz metan este conform temei de p roiectare. Se va calcula viteza î n
secțiunea de trecere a gazelor care se va compara cu vitezele limită recomandate de literatura de
specialitate: 20 – 40 m/s.
6.2.2 . Debitul de apă se va determina din ecuația bilanțului termic al răcitorului de
gaze în funcție de celelalte mărimi. Î n funcție de ca racteristicile geometrice ale răcitorului se va
calcula viteza î n secțiunea de trecere a apei a cărei mărime se va compara cu vitezele limită
(economice) recomandate î n literatura de specialitate.
În litera tura de specialitate se recomandă pentru apă următoarele viteze limită : 0,5 – 6
m/s.

47
6.3. Stabilirea temperaturilor de intrare și ieșire

Temperatur a gazelor la intrare va fi conform temei de proiectare:

Temperatura gazului la ieșire va fi conform temei de proiectare:

Temperatura de intrare a apei în schimbător:

Temperatura de ieșire a apei din schimbător:

Fig. 6.1. Schema tehnologică a sistemului de răcire a gazelor

6.4. Alegerea tipului de răcitor

6.4.1. Răcitorul de gaze . Se caracteriz ează prin u rmătoarele elemente:
• material – metalic
Răcitoare
Intrare
𝑝 = 24 bar
𝑡 𝑖= 72°C
𝑝 = 24 bar
𝑡 𝑒= 54°C

48
• forma țevilor – secțiune circulară – țeavă î n "U"
• numărul de treceri – 2
• direcția de curgere – în curent mixt
6.4.2. Descrierea funcțională a ră citorului de gaze
Gazele n aturale (age ntul primar) circulă prin interiorul țevilor cedând o parte din
căldură agentului secundar, apa.
Apa (agentul secundar) circulă printre șicanele din manta preluând o parte din căldură
gazului încălzit.
Țevile în "U" sunt de secț iune circulară .
S-a ales ca agentul primar, respectiv gazele naturale, să circule intratubular datorită
potențialului termic mai redus decât al apei.
Țevile care se utilizează sunt î n general țevi netede, trase, fără sudură cu lungimi
cuprinse î ntre 1000 – 7000 mm.
Dilatațiile datori tă diferențelor de temperatură sunt compensate datorită formei î n "U" a
țevilor.
Din punct de vedere al circulaț iei agenților termici, r ăcitorul de gaze este î n curent mixt,
deoarece ag enții își schimbă cel puțin o dată sensu l de curgere, respectiv are dou ă treceri spre
deosebire de cele cu echicurent, contracurent sau cur ent încrucișat care au o singură trecere.
Răcitorul de gaze î n curent mixt realizează un coeficient global de transmitere a
căldur ii, K, mai mare decât r ăcitoarele cu ech i sau contracurent bineînțeles î n condiții
comparabile (de egalitate) pr ivind temperaturile de intrare ș i ieșire ale agenților, debitel e și
vitezele acestora, precum ș i forma suprafeței de schimb de căldură.
Coeficientul de transmitere a căldurii, K, este mai mare deoarece datorită schimbării de
direcție a agenților termici crește gradul de turbulență a fluidelor. Acest lucru conduce pentru
aceeași cantitate de căldură la suprafețe de sc himb de căldură mai mici, deci l a gabarite mai
reduse.
Dezavantajul minor față de avantaj e – al răcitoarelor de gaze cu dou ă treceri (sau mai
multe) în comparație cu cele cu o singură trecere este acela că cresc rezistenț ele hidraulice la
trecerea agenților termici prin aparat, ceea ce conduce la consumu ri mai mari de energie electrică
pentru pompe pe partea de apă , respectiv la micșorarea disponibilului de presiune pe partea de
gaze.

49
Din punct de vedere al stării de agrega re a agenților termici răcitorul de gaze este de tip
"gaz – apa". În general se specifică mai î ntai agentul mai cald (gazul metan) și î n al doilea rând
agentul mai rece (apa).
Materialele din care se va confecț iona ră citorul de gaze, precum ș i dimensionarea lui
vor trebui să țină cont de urmă torii parametri:
• temperatura agenților termici
• temperatura mediului ambiant
• presiunea agenților termici
Ținând cont de cele de mai sus , răcitorul de gaze se va numi generic astfel:
" Răcitor d e gaze cu apă cu fascicul tubular ”U” .
Pentru a putea trece mai departe la bilanț ul energetic și calculul termic al ră citorului de
gaze tot la a cest capitol se vor calcula dimensiunile geometrice.

6.4.3. Calculul dimensiunilor geometrice ale răcitorului de gaze

 Țeavă tip ”U” – Ø60,3 X 4 mm (tubulatură)

Prin țeavă circulă gazul metan comprimat (cald).
m g = 4 mm = 4 ·
m

( )
-secțiunea de trecere a gazului

( )

Calculul suprafeței active de schimb de căldură
Lungimea activă a țevilor se consideră p ână la marginea plăcii tubulare:
–
Lungimea curbei de 180° :
= 1,25 m
Lungimea totală a țevii ”U” :
L= 2·
Suprafața activă a țevii:

50
În calcul se va neglija cotul pentru simplificare având tot odată și o rezervă. În această
situație dimensiunile sunt:
L= 2·

Nervur i drepte cu grosime constantă
Grosimea nervurii:

Înălțimea nervurii:

Lungimea nervurii:

Număr nervuri:

Secți unea transversal ă a unei nervuri:

Secțiunea de trecere dacă țeava are nervuri:

Pentru această secț iune diametrul echivalent este:

unde: p – perimetrul secțiunii (m) ținând cont că nervurile sunt distanțate la 18°.

P=(
)

– suprafața totală dintre nervur i a peretelui suport al nervurilor (suprafața bazei
expusă gazelor dintre nervuri).

unde: S – suprafața exterioară a țevii pe lungimea nervurilor
S = π· ·

– suprafața lateral a totalităților nervurilor

51
( )
( )
– suprafața nervurată

Ținând cont că în calculele de mai sus s -a ținut seama numai de trecere și cum țeava în
”U” are 2 treceri, suprafețele se dublează:

52
Capitolul 7.
CALCULUL TERMIC AL SCHIMB ĂTORULUI DE
CĂLDURĂ

7.1. Schema bilanțului termic

unde:
• Q-cantitatea (debit) de căldură în (Kcal/h) sau (KJ/h) sau (KW), iar indicatorii au
următoarele semnificații:
Conform legii conservării energiei:

(7.1)
(7.2)
(7.3)
în care:
• -cantitatea de căldură pierdută prin cedarea de căldură la pereții exterior ai
răcitorului către mediul ambiant

Ținând seama de relațiile (7.2) și (7.3) ecuația (7.1) devine:

(7.4)

sau grupând astfel termenii:

(7.5)

53
Dacă se notea ză:

(7.6)
(7.7)
în care:
• – cantitatea de căldură cedată în răcitor de agentul primar (gaz ul cald)
• – cantitatea de căldură preluată de agentul secundar (apa)

Ecuația (7.5) devine:

(7.8)

Coeficientul de re ținere a căldurii este definit de relația:

(7.9)

care ținând seama de ecuația (7.9) se poate scrie:

(7.10)

În funcție de ecuația (7.8) devine:

,sau (7.11)

(7.11 )

iar expresia pierderilor este:

( ) (7.12)

Valoarea lui variază între limitele 0,8 – 0,9.
Se alege cazul cel mai defavorabil:
Coeficientul global de trans misie a căldurii K este dat de relația:

54

*
+ *
+ (7.13)

unde:
• Q – sarcina termică (nominal) a răcitorului (kcal/h) sa u (kw) și este egală cu
(7.14)
• S – suprafața de schimb de căldură a încălzitorului
• ∆ – diferența medie de temperatură în răcitor, dintre temperaturile medii ale celor
doi agenți termici

7.2. Determinarea debitului de gaze pe răcitor

Debitul de gaze conform temei de proiectare este:
( )
Debitul de gaze orar și în condiții normale se calculează cu relația:

(7.15)

Se alege viteza gazelor
Debitul de gaze prin răcitor la această viteză se calculează cu relația:

(7.16)
unde:
•
•

P = (7.17)

Pentru început t se calculează ca o medie aritmetică dintre și :

55

(7.19)

( ) ( )

Deci din acest punct de vedere numărul de răcitoare va fi:

(7.20)

7.3. Determinarea debitului de apă

( ) (7.21)
unde:
• – entalpia ap ei la intrare (12°C), respectiv ieșire (32°C)
•
•

Aceste entalpii s -au determinat din tabelele termodi namice pentru apă la temperatur i de
intrare și ieșire:

Determinarea entalpiilor pentru agentul primar, gazul metan

( ) (7.22)
unde: • – debitul masic al gazului

( )
• – entalpiile gazelor la intrare și la ieșire în funcție de temperatură și pres iune

La calculul răcitoarelor se admite în primă aproximație că presiunea de intrare să fie
egală cu cea de ieșire:
intrare gaze :

56

ieșire gaze:

Entalpiile gazelor s -au calculat din tabele (Entalpia gazelor la presiune înaltă) și s -a
ținut cont ca:

( )
Din ecuația (7.11) se poate scrie:

( ) ( ) (7.23)

de unde:

(7.24)
– randamentul schimbătorului

( ) ( )

Viteza apei în secțiunea de trecere se calculează cu formula:

(7.25)

Folosind pentru racordul de intrare apa o țeavă Dn 100 cu diametrul exterior Ø114,3,
rezultă:

( ) )

mărimea vitezei se încadrează conform punctului 6.2.

57
7.4. Calculul termic al schimbătorului de căldură

7.4.1. Calculul diferenței medii de temperatură
Pentru răcitorul de gaze cu curent mixt diferenț a medie de temperat ură se calculează cu
relația:
( ) (7.26)
unde: • ( ) – diferența medie de temperatură pentru răcitorul în contra curent

( )

(7.27)
unde:
• (7.28)
• (7.29)

Mai explicit se va construi curba de variație a temperat urilor celor doi purtători de
căldură pentru răcitorul cu contracurent.
– coeficient de corecție ce se calculează grafi c în funcție de două mărimi auxiliare.

(7.30)

(7.31)

58
Fig. 7.1. Curba de variație a temperaturilor celor doi purtători de căldură

Fig. 7.2. Factorul de corecție F pentru schimbătorul de căldură

Din diagrama (fig. 7.2) rezultă că:
Conform ecuației ( 7.28) și (7.29) rezultă:

Rezultă:
( )

( )

59
7.5. Calculul tempera turilor medii ale celor doi purtători de căldură

Se va calcula temperatur a medie a agentului care are cel mai mic, respectiv pentru
gaz:

(7.32)
unde: • temperatura medie a gazului.

Ținând cont că:

(7.33)
rezultă:
(7.34)

7.6. Calculul coeficientului de convecție exterioara (apă -țeavă)

7.6.1. Variația temperaturii în răcitorul de gaze are loc conform schemei următoare:

Fig. 7.3. Variația temperaturii în răcitorul de gaze

60
7.6.2. Calculul regimului de curgere

Regimul de curgere se caracterizează prin criteriul (numărul) lui Reynolds (raportul
dintre forțele de in jecție și forțele de vâscozitate) și se calculează cu relația:

(7.35)
unde:
• vâscozitatea cinematică a a pei la
υ se calculează cu relația:

(7.36)
unde:
• – vâscozitatea dinamică a apei la
• – densitatea apei la

Din tabelele termodinamice rezultă:

Regimul de curgere este turbulent.

7.6.3. Calculul invariantului (criteriului) Nusselt

Criteriul ” care reprezintă raportul dintre căldura transmisă prin convecție și căldura
transmisă prin conducție se calculează cu relația lui Miheev:

(
) (7.37)
unde: • criteriul Prandtl și se calculează conform relației:

(7.38)

Criteriul Prandtl reprezintă raportul dintre difuzivitatea momentană și difuzivitatea
termică.

61
Ținând cont de ecuația (7.36) ecuația (7.38) devine:

(7.39)
unde:
• căldura specifică a apei la

• conductivitatea termică a apei la

În prima aproxim ație se consideră că temperatur a peretelui .
Calculând similar ca mai sus rezultă:

Făcând înlocuirile din ecuația (7.37) rezultă:
(
)

7.6.4. Calculul coeficientului

se calculează cu relația:

(7.40)

Făcând înlocuirile rezultă:

7.6.5. Calculul lui
Din ecuația bil anțului termic (ecuația 7.13) și conform schemei din figura 7.1 se poate
scrie:

62
( )
( ) (7.41)
de unde rezultă:

( ) (7.42)
unde: • conductivitatea termică a oțelului din care este construită țeava

Făcându -se înlocuir ile rezultă că:

( )

7.7. Calculul coeficientului de convec ție exterioară (țeavă -gaze)

7.7.1. Calculul regimului de curgere

Se consideră că țeava nu are nervuri:

(7.43)
unde:
• vâscozitatea cinematică a gazului la
• diametrul echivalent

(

)
( )
( )
( )
= 143,4· m

(7.44)

Regimul de curgere este turbulent.

7.7.2. Calculul lui ”Nu”

63
Se calculează simil ar, cu relația lui Miheev:

(
) (7.45)

pentru

pentru

Înlocuind în ecuația (7.45) rezultă:
(
)

7.7.3. Calculul lui

Se consideră că țeava nu este nervurată
se calculează cu relația:

(7.46)

7.8. Calculul coeficientului redus de trecere a căldurii pe partea
nervurată.

Acesta se calculează cu formula:

64
(7.47)
unde: • η – randamentul feței nervurate

( ) (7.48)
unde: • au semnificațiile de la pct. 5.4.3.

Randamentul nervurii repezintă raportul dintre debitul real de căldură tran smis de
nervură și debitul maxim de căldură care ar putea fi transmis de nervură dacă în toa te punctele
acesteia temperatur a ar fi uniformă și egală cu temperatur a bazei .
E – coeficient de eficacitate a nervurilor
care se calculează cu formula:

(
)

(
) (7.49)
unde:
• coeficientul de conductivitate termică a materialului nervu rii

• th – simbolul tangentei hiperbolice

Făcând înlocuirile rezultă:
E = 0,324
η = 0,521

7.9. Calculul coeficientului global de schimb de căldură K

Deoarece

Se poate utiliza calculul coeficientului global de căldură K cu formula pentru suprafețe
plane.
Pentru suprafețele plane și netede formula lui k este:

(7.50)

65
unde: • rezistența termică opusă trecerii de către eventualele depuneri pe una sau
pe două fețe ale peretelui

La proiectare s e aplică un coeficient de depunere φ = 0,7 ÷ 0,9
Se alege φ = 0 ,85
g/ rezistența termică opusă trecerii căldurii prin peretele țevii interioare

Formula (7.50) se va scrie:

(7.51)

Deoarece suprafața țevii în „U” este nervurată calculul lui K se face cu formula:

(7.52)

k = 1168,5 W/
Dacă s -ar fi aplic at formula (7.51) – fără nervuri
( )
Deci prin nervurarea suprafeței din această primă iterație k crește cu 11,2% .

7.10. Calculul sarcinii termice (nominale) a schimbătorului de căldură

Conform ecuației (7.13) se poate scrie:

(7.53)
( )

Se compară această valoare cu cea a lui calculat ini țial, respectiv:
și se calculează eroarea de calcul cu formula:

( )
( ) (7.54)

66

În această si tuație calculul se consideră co rect și nu mai este necesară încă o iterație.

67
Capitolul 8
Calculul mecanic al schimb ătorului de căldură

8.1. Condiții de calcul

• presiunea maximă admisibilă de lucru: 30 bar
• presiunea de calcul: 24 bar
• temperatura maximă admisibilă de lucru: 100°C
• temperatura minimă admisibilă de lucru: +60°C
• temperatura de calcul: +20°C
• adaos de coroziune: 4 mm

8.2. Materiale utilizate la construcția încălzitorului

8.2.1. Pentru manta (țeavă Ø1016)

S355JR, SR EN 10029 -2011, cu următoarele caracteristici mecanice:
• limita de curgere la temperatura de calc ul:
• rezistența de rupere la întindere la temperatura de calcul:
• alungirea: 26%

8.2.2. Pentru fundul bombat

Tablă P265GH SR EN 10029 -2011, cu următoarele caracteristici mecanice:
• limita de curgere la temperatura de calcul:
• rezistența de rupere la întindere la temperatura de calcul:
• alungirea: 22%

8.2.3. Pentru țeavă agent primar (țeavă Ø60,3)

L245NB, SR EN ISO 3183 -2013, cu următoarele caracter istici mecanice:
• limita de curgere la temperatura de calcul:

68
• rezistența de rupere la întindere la temperatura de calcul:
• alungirea: 26%

8.3. Determinarea efortului unitar admisibil

unde: • coeficienții de siguranță, având următoarele valori:

Materiale
Oțeluri(cu excepția celor turnate) 1,5 2,4
Tab. 8.1.

8.4. Calculul grosimii elemente lor răcitorului

8.4.1. Determinarea grosimii porților cilindrice

Calculul elementelor cilindrice simple supuse la presiune interioară se face cu relația:

(8.1)
unde:
• ( ) grosimea minimă a unui element al răcitorului
• (2.4 Mpa) – presiunea de calcul
• D (mm) – diametrul interior
• z = 1 – coeficient de calitate a îmbinării suda te
•
adaos pentru condiții de exploatare
adaos pentru rotunjire cu abatere negativă a tablei conform STAS 437 –
80

Calculul elementelor cilindrice simple supuse la presiune de pârtia convexă (exteri oară)
se face aproximativ cu ajutorul relației de mai sus, în conformitate cu P.T. ISCIR.
Presiunea de calcul la verificarea elementelor:
( )

69
Pentru țeava Ø1016 – S355JR, SR EN 10029 -2002
(

)

Se adoptă țeava Ø1016 · 12,5 mm
( )
( )

Pentru țeava Ø60,3 – L245NB, SR EN 10208 -2/2009
(

)

Se adoptă țeava Ø60,3 · 6,3 mm
( )
( )

8.4.2. Verificarea condițiilor de aplicabilitate a formulelor de ca lcul:

Pentru țeava Ø609,6 · 10 mm

condiție îndeplinită
Pentru țeava Ø60,3 · 6,3 mm

condiție îndeplinită

8.4.3. Calculul presiunii de probă

Presiunea de încercare hidraulică este dată de relația:

Verificarea condiției de la încercarea hidraulică cu presiunea de , efortul
unitar efectiv să nu depășească 0,90 din limita de curgere garantată a materialului folosit.

( )

Pentru țeava Ø1016 · 12,5 mm

70
( )

– condiție îndeplinită

Pentru țeava Ø60,3 · 6,3 mm
( )

condiție îndeplinită

8.5. Calculul grosimii fundurilor elipsoidale

Fundul elipsoidal este confecționat din tablă P265GH SR EN 10029 -2011 având
următoarele dimensiuni:
D = 1016 mm – diametrul interior al fundului elipso idal
H = 200 mm – înălțimea părții bombate
R – raza interioară de curbură, mm, calculată cu relația:

8.5.1. Determinarea grosimii de proiectare

Se utilizează relația:

(8.2)
unde:
• coeficienți definiți mai sus
• z = 1 – coeficient de calitate al sudurii

(

)

Se adoptă pentru fundul elipsoidal grosimea
Presiunea de calcul la verificarea elementului:

71
( )
( ) (8.3)
( )
( )

8.5.2. Verificarea condițiilor de aplicabilitate a formulei de calcul a grosimii fundului
elipsoidal

a)

condiție îndeplinită

b) 0,20 ≤ H/D ≤ 0,50

condiție îndeplinită

Observație:
Calculul de dimensionare s -a făcut respectând P.T. Colecția ISCIR ”Prescripțiile tehnice
pentru proiectarea, execuția, instalarea , exploatarea, repararea și verificarea recipienților metalici
stabilite sub presiune”.

72
CAPITOLUL 9
Descrierea funcțională a schimbătorului de căldură

Răcitorul de gaze proiectat se caracterizează prin următoarele elemente:
– material:
• manta – Ø1016 · 12,5 mm – oțel S355JR, SR EN 10029 -2011
• fund elipsoidal – tablă g = 14,0 mm, P265GH SR EN 10029 -2011
ș D = 991 mm –diametrul interior al fundului elipsoidal
ș H = 200 mm – înălțimea părții bombate
ș R = 1290 mm – raza interioară de curbură
• fascicul tubular – țeavă Ø60,3 mm – L245NB, SR EN ISO 3183:2013
– forma țevilor – secțiune circulară – țeavă în ”U” nervurată
– numărul de treceri – 2
– direcția de curgere – în curent mixt

Din punct de vedere al transferului de căldură răcitorul este de tip convectiv.

Fig. 9.1. Răcitor orizontal ”gaz -apă”

73
Descrierea funcțională a răcitorului de gaze

Părțile componente ale schimbătorului de căldură cu țevi în „U”:
Fig. 9.2. Părțile componente ale schimbătorului de căldură cu țevi în ”U”

1-Flanșa plată a camerei de distribuție
2-Camera de distribuție
3-Manometru presiune țevi
4-Manometru presiune manta
5-Manta schimbător de căldură
6-Ștuț intrare apă rece
7-Șicană
8-Țevi fascicul tubular
9-Perete separator
10-Ștuț intrare gaze comprimate
11-Ștuț ieșire gaze răcite
12-Suporți de rezemare
13-Fundație
14-Șicane
15-Sistem tehnologic conducte

74
Gazele n aturale (agentul primar) circulă prin interiorul țevilor cedând o parte din
căldură agentului secundar, apa.
Apa (agentul secundar) circulă printre șicanele din manta preluând o parte din căldură
gazului incalzit.
Țevile in "U" sunt de secțiune circulară , nervurate.
S-a ales ca agentul prima r, respectiv gazele naturale, să circule intratubular datorită
potențialului termic mai redus decât al apei.
Țevile care se utilizează sunt în general țevi netede, trase, fără sudură cu lungimi
cuprinse î ntre 1000 – 7000 mm.
Dilatațiile datorită diferențelor de temperatură sunt compensate datorită formei î n "U" a
țevilor.
Din punct de vedere al c irculației agențil or termici, ră citorul de gaze este î n curent mixt,
deoarece agenții își schimbă cel puțin odată sensul de curgere, respectiv are două treceri spre
deosebire de cele cu echic urent, contracurent sau curent încruciș at care au o singur ă trecere.
Răcitorul de g aze în curent mixt realizează un coeficient global de transmitere a
căldurii, K, mai mare decât ră citoarele cu ech i sau contracurent bineînțeles î n condiții
comparabile (de egalitate) pr ivind temperaturile de intrare ș i ieșire ale agenților, debitel e si
vitezele acestora, precum ș i forma suprafeței de schimb de căldură.
Coeficientul de transmitere a căldurii, K, este mai mare deoarece datorit ă schimbării de
direcție a agenț ilor termici crește gradul de turbulență a fluidelor. Acest lucru conduce pentru
aceeași cantitate de căldură la suprafețe de schimb de căldură mai mici, deci la gabarite mai
reduse.

În figura 9.3 se schematizează procesul tehnologic al răcitorului de gaze.
 gaze comprimate (calde)
 apă rece

75

Fig. 9.3. Schematizarea procesului tehnologic al răcitorului de gaze

76
CAPITOLUL 10
Estimarea prețului de fabricație

Lista centralizatoare de materiale
Denumirea produsului:
Răcitor de gaze cu apă cu țevi în ”U”
Poziția Denumirea
reperului Denumirea, profi l,
dimensiuni, standard,
calitate Buc. Kg
UM Lei/UM Lei/total
1 Capac E 1016×14 P265GH SR EN
10029 -2011 1 937,85 937,85
2 Curba 180° –
60,3×6,3 L245NB, SR EN
ISO 3183:2013 20 132,97 2659,4
3 Ștuț țeavă Dn 1000 STAS L290N ISO
3183:2013
L=4,00 m 5 1532 ,5 7662,5
4 Flanșa cu gât 1000 –
40 STAS 6150 -87 1 12409,43 12409,43
5 Prezon M45 STAS 812/2 -84
M39x240 16 18,20 291,2
6 Piuliță M45 STAS 8121/3 -84
33MoC11 32 21,70 694,4
7 Șaibe Grower
MN45 STAS 7666/2 -94 32 0,55 17,6
8 Garnitură etanșă
Dn 1000 STA S 1740 -tesnit
3mm 1 16,82 16,82
9 Flanșă specială 1 15273,78 15273,78
10 Nervură Tablă 2 mm 80 9,05 724
11 Țeavă Dn 50 L245NB, SR EN
ISO 3183:2013;
Ø60,3×6,3 L=3970
mm 20 95,45 1909
12 Prezon M24 STAS 8121/2 -84 41
MoC11 M16x9 32 3,75 120
13 Piuliță M24 STAS 8121/3 -84 33
MoC11 64 5,25 341,25
14 Șaibă MN24 SR 7666/2 -94 64 32,5 2080
15 Flanșă plată 65 -25 STAS 8015 -84 2 125,45 250,9
16 Ștuț țeavă Dn 25 STAS 404/1 -87
33×3,5 L=220 1 41,2 41,2
17 Ștuț țeavă Dn 25 STAS 404/1 -87 1 41,2 41,2

77
33×3,5 L=220
18 Miniu de Pb 1,5 86,3 129,45
19 Electrozi 5 29,05 145,25
20 Vopsea 5 1 65,4 327
TOTAL: 46.072,23
Cheltuieli transport
și apro vizionare
12,73% 5864,99
TOTAL: 51.937,22
Rotunjiri: -0,22
TOTAL: 52.000
Tab. 10.1 .

78
Calculație de preț

Denumire: Răcitor de gaze

Operație Timp
Debitat mecanic 12 ore
Debitat autogen 20 ore
Sudat electric 50 ore
Strunjit 65 ore
Găurit 80 ore
Ajustat montat 170 ore
Vopsit 6 ore
TOTAL 430 ore
Tab. 10.2.
Manop era -lei-
403 ore x 13 lei/ora 5.239,0
CAS 26,07% + Șomaj 5% + CASS +
Accidente 15.114,51
TOTAL MANOPERĂ 20.353,51
TOTAL MATERIAL 52.000
TOTAL I 72.353,51
Cheltuieli generale 10,9% 7.886,53
TOTAL II 80.240,04
Cheltuieli desfacere 0,5% 401,2
TOTAL 80.641,24
Beneficiu 15% 12.096,18
TOTAL 92.737,42
Rotunjiri -737,42
TOTAL GENERAL 92.000
Tab. 10.3.

79
CONCLUZII

Temperaturile ridicate din timpul funcționării motoarelor de antrenare ale agragat elor de
comprimare apar atât din cauza căldurii care se dezvoltă prin frecare, cât și contactului pe care îl
au piesele motoarelor cu gazele arse fierbinți. Temperaturile crescute din cilindrii compresori se
datorează atât căldurii cedate de gazele comprimate ce se obțin prin micș orarea volumului și
creșterea presiunii gazelor, cât și datorită frecării cu pistonul. Conductele tehnologice din stațiile
de comprimare, cilindrii, supapele, chiulasa, pistonul și segmenții sunt supuse cu precădere la
aceste temperaturi mari.
Distrugerea izolației pasive ale conductelor și coroziunea lor se datorează creșterii
temperaturii gazelor peste 55 -60°C. Gazele care apar în urma comprimării pot să favorizeze
apariția unor dilatații termice ce pot solicita suplimentar conductele de la stațiile de co mprimare.
Peentru a scădea temperatura gazului refulat, cilindrilor motori și celor compresori,
utilizăm răcirea cu ajutorul apei dedurizate care circulă prin schimbătorul de căldură.
Pentru a putea dimensiona răcitorul de gaze este necesară realizarea cal culului mecani c,
termic, hidraulic și economic al aparatului, stabilirea unor elemente de întreținere și exploatare a
acestuia.
Schimbătorul de căldură se caracterizează prin următoarele elemente:
• material
– manta – Ø1016 x 12 mm x 4000 mm – oțel S355JR, S R EN 10029 -2011
– fund elipsoidal – tablă g = 14 mm, P265GH, SR EN 10029 -2011
• D = 988 mm – diametrul interior al fundului elipsoidal
• H = 200 mm – înălțimea părții bombate
• R = 1290 mm – raza interioară de curbură
– fascicul tubular – țeavă Ø60,3 mm x 6,3 mm x 4000 mm – L245NE, SR EN ISO
3183 -2013
– placa tubulară Ø1219 x 20 mm – oțel S355JR, SR EN 10029 -2011
• forma țevilor – secțiune circulară – țeavă în ”U” nervurată
• numarul de treceri – 2
• direcția de curgere – în curent mixt
• din punct de vedere al t ransferului de căldură răcitorul este de tip convectiv

Realizarea răcitorului a fost aproximată printr -o analiză economică, det erminând un cost
de 92.000 lei.

80
Bibliografie

1. Foidaș I. – Extracția și condiționarea gazelor naturale – Mediaș, 2013
2. Davidescu A ., Mucica H. – Schimbul de c ăldură în instalațiile industriale – Editura
Tehnică, București, 1964
3. Cinca M. – Aparate termice. Cazane și schimbătoare de căldură – Editura
Orizonturi Universitare, Timișoara, 1998
4. Lața I. – Termodinamică tehnică – Editura un iversității ”Lucian Blaga”, Sibiu, 2004
5. Duinea A. M. – Echipamente și instalații termice I – Notițe de curs
6. Necula H. – Schimbătoare de că ldură compacte – Editura AGIR, București, 2006
7. Forgaciu D. – Proiectarea unui schimbător de căldură pentru gazel e natural e
comprimate – Mediaș, 2014

81

82