Specializarea: Electromecanică navală Studiul schimbătoarelor de caldură folosite în instalația de răcire a motorului principal Coordonator… [307089]

UNIVERSITATEA MARITIMĂ CONSTANȚA

FACULTATEA DE ELECTROMECANICĂ NAVALĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

Coordonator științific

S. L. Dr. Ing. Andrei SCUPI

Absolvent: [anonimizat]

2018

UNIVERSITATEA MARITIMĂ CONSTANȚA

FACULTATEA DE ELECTROMECANICĂ NAVALĂ

Specializarea: Electromecanică navală

Studiul schimbătoarelor de caldură folosite în instalația de răcire a motorului principal

Coordonator științific

S. L. Dr. Ing. Andrei SCUPI

Absolvent: [anonimizat]

2018

Lista figurilor

Fig. 1.1. [anonimizat]. 7

Fig. 1.2. Schimbător de căldură cu fascicul tubular „U” 9

Fig. 1.3. Colmatarea țevilor unui schimbător dintr-o termocentrală 10

Fig. 1.4. [anonimizat], cu o singură trecere 10

Fig. 1.5. Schemă cu o [anonimizat] U 11

Fig. 1.6. [anonimizat], cu două treceri 11

Fig. 1.7. Schimbător de căldură țeavă în țeavă 12

Fig. 1.8. Economizorul unui generator de abur de 60 t/h 13

Fig. 1.9. Aranjarea țevilor în linie (a), respectiv alternat (b) 13

Fig. 1.10. Amplasarea plăcilor 14

Fig. 1.11 Schimbător de căldură cu plăci 14

Fig. 1.12. Forma unei plăci 15

Fig. 1.13. Schema unui schimbător de căldură spiral 16

Fig. 1.14. Radiator cu elemenți 16

Fig. 1.15. Radiator din tablă de oțel 16

Fig. 1.16. Radiator cu abur 16

Fig. 1.17. Radiator electric cu ulei. 17

Fig. 1.18. Condensator de turbină cu abur cu fasciculul tubular distrus 18

Fig. 1.19. Schema unui condensator 19

Fig. 1.20. Schema unui fierbător folosit în industria chimică 19

Fig. 1.21. Capătul de sus al fasciculului tubular al unui generator de abur vertical pentru CNE 20

Fig. 1.22. Principiul unui generator de abur vertical pentru CNE. *1 fascicul tubular; *2, *3 ieșirea, respectiv intrarea agentului termic primar; *4 spațiu de abur 21

Fig. 1.23. Variația temperaturilor de-a lungul suprafeței pentru curgere în echicurent. Fluxul capacității termice a fluidului cald este mai mic (a) respectiv mai mare (b) ca cel al fluidului rece 23

Fig. 1.24. Variația temperaturilor de-a lungul suprafeței pentru curgere în contracurent. Fluxul capacității termice a fluidului cald este mai mic (a) respectiv mai mare (b) ca cel al fluidului rece 24

Fig. 1.25. [anonimizat] 26

Fig. 2.1. Transformările care au loc în diferitele părți componente ale unei turbine cu gaze 30

Fig. 3.1. Subsistemul de răcire in circuit deschis 35

Fig. 3.2. Subsistemul de răcire în circuit închis 37

Fig. 4.1. Schema constructivă a condensatorului 39

Fig. 4.2. Diferența medie de temperaturi 42

Fig. 4.3. Așezarea hexagonală a [anonimizat] 44

Fig. 4.4. Așezarea țevilor în fascicul: a- Fascicul coridor cu țevi echidistante; b- Fascicul eșicher cu țevi echidistante; c- Fascicul Ginabat 45

Fig. 4.5. Rotirea țevilor cu unghiul θ= în 12° așezarea Ginabat 46

Fig. 4.6. Distribuția temperaturii prin peretele țevii 47

Fig. 4.7. [anonimizat], izolat termic 51

Fig. 4.8. Distribuția temperaturii prin peretele țevii izolat 52

Lista tabelelor

Tabel 3.1. Pierderea de sarcină în funcție de tipul rezistenței 56

[anonimizat] eficiența schimbătoarelor de căldura cu condensatoare în funcționarea in parametri normali a motorului principal a navelor.

Conținutul lucrării prezintă generalităti privind schimbul de căldură, descrierea navei Celebrity Millennium fiind prima navă care a folosit o centrala turbo-electrică utilizând combinația dintre gaz și abur (COGAS), modul în care este răcit motorul naval și soluția constructivă a schimbătoarelor de căldura cu condensator.

Primul capitol abordează generalități privind schimbul de căldura, tipuri si caracteristicile schimbătoarelor de căldura, principalele schimbătoare de căldură fiind cele de tip recuperativ, respectiv cele cu schimbare de fază și metodele de calcul termic al recuperatoarelor acesta cuprinzând metoda LMTD și metoda ε-NTU.

Al doilea capitol prezintă descrierea navei Celebrity Millennium ce folosește o centrală turbo-electrică ce ajuta la recuperarea unei cantități din energia pierdută și în acest mod reducând și consumul specific de combustibil al instalației de răcire a motorului naval.

Al treilea capitol este realizată o prezentare a sistemului de răcire a motoarelor navale, rolul și schemele sistemelor în circuit închis, respectiv în circuit deschis și structura sistemelor de răcire.

Ultimul capitol intitulat “Schimbătorul de căldură cu condensator” reprezintă substanța principală a lucrării. În acest capitol este abordată soluția constructivă a schimbătorul de căldură cu condensator, calculul de predimensionare al condensatorului ce conține determinarea numărului preliminar de țevi pe întreg schimbătorul de căldură, respectiv pe o trecere a schimbătorului de căldură, determinarea diametrului mantalei și așezarea specifică a țevilor în condensatoare. Tot în cadrul acestui capitol este abordat calculul termic exact cuprinzând transferul de căldura de la apă la peretele interior al țevilor, rezistența termică a peretelui țevii și a depunerilor de pe pereți și transferul de căldură de la aburul în condensare la peretele exterior al țevilor. Urmând un calcul de dimensionare al racordurilor de abur și de condens.

Generalităti privind schimbul de căldură

Schimbătoare de căldură

Un schimbător de căldură este un echipament de transfer termic, care transmite căldura de la un mediu la altul. Transmiterea căldurii între cele două medii se poate face printr-un perete solid, care le separă, sau se poate face prin amestecarea mediilor. Dacă mediile sunt în contact cu peretele despărțitor pe fețe diferite, căldura trecând prin perete, schimbătorul este de tip recuperativ, iar dacă mediile sunt în contact succesiv cu aceeași față a peretelui, căldura acumulându-se în perete și fiind cedată celuilalt mediu ulterior, schimbătorul este de tip regenerativ. Transferul de căldură are loc întotdeauna, conform principiului al doilea al termodinamicii, de la mediul mai cald la cel mai rece.

Schimbătoarele de căldură se folosesc în procese de încălzire, topire, sublimare, fierbere, vaporizare, condensare, răcire și solidificare. Ele își găsesc o largă aplicabilitate în instalațiile de încălzire, refrigerare, climatizare, distilare (în industria chimică și petrochimică), în centralele termice, termoficare și ca anexe ale mașinilor termice. Un exemplu foarte cunoscut este radiatorul autovehiculelor, unde fluidul cald (apa de răcire a motorului) transferă o parte din căldura evacuată din motor unui fluid rece (aerul din mediul ambiant).

Tipuri constructive și clasificări

După modul de transfer termic schimbătoarele se împart în schimbătoare de suprafață, la care transmiterea căldurii se face printr-un perete despărțitor, considerată suprafață de separație, cu o conductivitate termică cât mai mare și schimbătoare prin amestec, la care transmiterea căldurii se face prin amestecul mediilor. Deoarece sunt mai simple și mai eficiente, schimbătoarele prin amestec sunt preferate în toate cazurile în care fluidele se pot amesteca.

Transferul termic poate fi staționar în timp (continuu) sau nestaționar (periodic). Cele cu transfer continuu sunt realizate de obicei cu suprafață de separație și sunt numite recuperatoare, iar cele cu transfer nestaționar acumulează căldura într-o perioadă de timp și o restituie în alta, fiind numite regeneratoare. Un alt tip de schimbătoare de căldură nestaționare sunt acumulatoarele, în care căldura este acumulată și livrată apoi la cerere.

Suprafața de schimb de căldură poate fi realizată din țevi în fascicul tubular, de tip „țeavă în țeavă”, din țevi în formă de serpentină sau din plăci profilate. Suprafața poate să fie netedă sau cu nervuri, aripioare (suprafețe extinse). De-a lungul suprafeței, fluidele pot curge în același sens, caz în care se spune că curg în echicurent, sau în sensuri contrare, caz în care se spune că curg în contracurent. Există și scheme de curgere complexe, cum sunt curgerile în curent încrucișat, în care cele două fluide curg perpendicular unul pe altul, cu amestecarea șuvițelor de fluid pe partea respectivă a suprafeței (curgere amestecată) sau fără amestecarea lor (curgere neamestecată), și scheme mixte, cu una sau mai multe treceri.

Simbolurile folosite în schemele termice care conțin schimbătoare de căldură erau standardizate conform STAS 2644-73, însă în 2009 acest standard a fost anulat, fără a fi înlocuit de un altul.

Schimbătoare de căldură

Schimbătoare de căldură de tip recuperativ

Schimbătoare de căldură fără schimbare de fază

Majoritatea schimbătoarelor lucrează fără schimbarea stării de agregare a mediilor, iar transferul termic are loc între fluide: lichid-lichid (răcitoare, încălzitoare, preîncălzitoare), lichid-vapori (condensatoare), lichid-gaz (radiatoare, boilere, butelii de încălzire, în instalații frigorifice), vapori-lichid (vaporizatoare, preîncălzitoare, fierbătoare), vapori-gaz și gaz-gaz. Există însă și schimbătoare la care unul dintre medii este solid, de exemplu cele care mențin apa înghețată într-un patinoar.

Schimbătoare de căldură cu fascicul tubular

Aceste schimbătoare sunt formate dintr-o manta în care se află o serie de țevi, montate sub forma unui fascicul. Capetele țevilor sunt fixate în una sau două plăci tubulare.

Cel mai simplu și mai ieftin tip de schimbător este cel cu două plăci tubulare fixe, între care este montat un fascicul de țevi drepte. Deoarece curgerea fluidelor se poate organiza în contracurent, acest tip de schimbător are performanțe termice foarte bune. Dacă proprietățile fizice ale unuia din fluide cer ca acesta să parcurgă un drum mai lung, curgerea în interiorul fasciculului se poate organiza în 2, 3 sau 4 treceri, însă în acest caz pentru a realiza același transfer termic, deoarece eficiența schimbătoarelor de acest tip este mai mică, este nevoie de suprafețe mai mari ale fasciculului, deci ele devin mai mari și mai scumpe.

Etanșarea între cele două fluide este foarte bună, eventuale scurgeri putând apărea doar la îmbinarea imperfectă dintre țevi și plăcile tubulare sau în cazul spargerii țevilor. Deoarece apar diferențe de dilatare între țevi și manta din cauza temperaturilor diferite și eventual a coeficienților de dilatare diferiți ai materialelor țevilor și mantalei, îmbinările țevilor cu placa tubulară sunt solicitate și pot slăbi, compromițând etanșeitatea. Pentru a reduce aceste solicitări se pot prevedea compensatoare de dilatare, care însă fac ca mantaua să fie foarte elastică, iar ea trebuie susținută în mai multe puncte de sprijin. O altă soluție pentru reducerea solicitărilor este ca una dintre plăcile tubulare să fie mobilă și etanșată în manta cu o garnitură (schimbătoare cu cap mobil), însă aceasta se poate uza, compromițând etanșeitatea.

O altă problemă este că fasciculul de țevi este greu de curățat la exterior, ceea ce face ca acest tip de schimbător de căldură să fie recomandat pentru fluide curate, sau când curățirea se poate face chimic, fără demontarea fasciculului.

Dacă este nevoie de reducerea cât mai mult a solicitărilor fasciculului, acesta poate fi format din țevi în formă de U, fixate într-o singură placă tubulară însă aceasta se poate uza, compromițând etanșeitatea. Astfel, țevile se pot dilata liber în manta, însă curățirea țevilor devine dificilă și în interior, nu numai în exterior.

Coeficientul de schimb de căldură la curgerea unui fluid de-a lungul țevilor este considerabil mai mic decât cel la curgerea perpendicular pe țevi și depinde de viteza de curgere a fluidului. De aceea, în manta se plasează o serie de șicane, care dirijează curgerea fluidului din exteriorul fasciculului relativ perpendicular pe țevi. Distanța dintre șicane oferă o secțiune de curgere care asigură viteza de curgere dorită. De asemenea, prezența șicanelor uniformizează curgerea și mărește turbulența fluidului, ceea ce îmbunătățește coeficientul de schimb de căldură. Tot ele rigidizează fasciculul de țevi. Nu este obligatoriu ca șicanele să asigure etanșeitatea compartimentelor dintre ele, proiectanții exploatând această posibilitate pentru uniformizarea solicitărilor termice și reducerea pierderilor de presiune, însă cu prețul scăderii eficienței. La proiectare se alege compromisul convenabil.

Un caz la limită în cazul acestor schimbătoare sunt cele numite „țeavă în țeavă”, la care fasciculul se reduce la o singură țeavă, iar mantaua este confecționată și ea dintr-o țeavă. De obicei, pentru reducerea spațiului ocupat țeava este pliată, practic prin cuplarea mai multor schimbătoare scurte.

Scheme de schimbătoare de căldură cu fascicul tubular

Schimbătoare de căldură cu serpentine

Aceste schimbătoare sunt formate dintr-o serie de țevi în formă de serpentină, în formă elicoidală sau șerpuite. Serpentinele elicoidale sunt folosite de obicei la încălzirea apei din rezervoare cu acumulare.

Schimbătoarele cu serpentine șerpuite sunt formate din mai multe serpentine în paralel, cu capetele legate la colectoare. Sunt schimbătoarele obișnuite pentru recuperarea căldurii din gazele de ardere la generatoarele de abur, caz în care aceste serpentine, prin care circulă apa sau aburul, sunt plasate în canalele de gaze de ardere. Trecerile succesive ale țevilor prin canalul de gaze determină un model al amplasării țevilor, care poate fi în linie (în paralel, în coloană) sau alternat (în zig-zag, în eșichier). Modelul amplasării în șah este, la aceleași viteze de circulație ale fluidelor, mai eficient din punctul de vedere al transmiterii căldurii.

La generatoarele de abur acest tip de schimbătoare de căldură se întâlnește în special la spraîncălzitoarele de convecție și la economizoare. La supraîncălzitoare volumul aburului care trebuie supraîncălzit este relativ mare față de volumul unui lichid. Viteza de curgere a aburului prin interiorul țevilor este cuprinsă între valorile de 12–25 m/s, valorile mai mici corespunzând presiunilor mari ale aburului. Pentru a realiza secțiunea necesară pentru curgerea aburului destul de frecvent se amplasează în planul serpentinei câte două sau trei țevi în paralel, rezultând așa-zisele serpentine duble, respectiv triple. Pentru a-și putea îndeplini sarcina, supraîncălzitoarele trebuie plasate în zone de temperatură înaltă a gazelor, la care materialele nu rezistă dacă nu sunt răcite. Serpentinele sunt susținute de țevi de susținere răcite prin circulația în interior a apei sau a aburului. Necesitatea intercalării în fascicul a țevilor verticale de susținere face ca amplasarea alternată a serpentinelor să fie mai puțin eficientă ca în cazul economizoarelor. La supraîncălzitoare se folosește curgerea fluidelor atât în contracurent, cât și în echicurent, sau în scheme de curgere complexe, în funcție de necesitățile privind limitarea solicitărilor mecanice și termice.

Economizoarele au aceeași construcție cu a supraîncălzitoarelor. Prin interiorul țevilor circulă apă, cu viteza de 0,1–1,0 m/s, iar la nevoie se pot amplasa două pachete de țevi de economizor în paralel, astfel că nu este nevoie de serpentine duble sau triple. Deoarece economizoarele sunt amplasate în zone de temperatură moderată, nu este nevoie să fie susținute de țevi răcite, ci pot fi susținute de platbande, ceea ce permite aranjarea țevilor atât în linie, cât și alternat. În caz că gazele de ardere conțin cenușă, adică provin din arderea cărbunilor, se preferă dispunerea în linie, care reduce eroziunea țevilor. Altfel se preferă dispunerea alternată, mai eficientă la transmiterea căldurii.

Spre deosebire de aburul care curge prin supraîncălzitoare, apa care curge prin economizoare are o concentrație de săruri mult mai mare, săruri din care o parte se depun în interiorul țevilor, colmatându-le.

Schimbătoare de căldură cu plăci

Sunt folosite în industria alimentară, de exemplu la încălzirea și răcirea laptelui, berii și vinului și la prepararea apei calde de consum, în instalații individuale și în puncte termice de cartier.

Aceste schimbătoare sunt alcătuite dintr-un set de plăci individuale montate într-un cadru metalic de susținere și strânse cu buloane. Fiecare pereche de plăci alăturate formează un canal de curgere, astfel încât în două canale adiacente sensul de curgere al celor două fluide este întotdeauna în contracurent. Plăcile sunt executate din foi metalice subțiri, din oțeluri inoxidabile, și sunt prevăzute cu ondulații realizate prin presare, atât pentru mărirea rigidității, cât și pentru îmbunătățirea transferului termic prin mărirea turbulenței fluidelor. Etanșarea între plăci împiedică amestecul agenților termici și scurgerea acestora spre exterior și se realizează cu garnituri. Garniturile din cauciuc, rășini, butil sau neopren rezistă la presiuni până la 25 bar (suficiente pentru instalații de încălzire) și temperaturi de 150 °C, iar cele de azbest până la 200 °C.

Acest tip de schimbătoare sunt compacte, la un volum dat oferă o suprafață de schimb de căldură mare, suprafața de schimb de căldură poate fi mărită sau micșorată conform necesităților, adăugând sau scoțând plăci, au costuri de fabricație reduse și sunt ușor de curățat. Au însă și probleme. Buloanele se pot relaxa, caz în care apar scurgeri pe lângă garnituri, însă scurgerile au loc spre exterior, nu prin amestecarea fluidelor. Au căderi de presiune relativ mari, ceea ce mărește costurile de pompare. Dacă apare o avarie, repararea durează mult, mai ales dacă sunt sute de plăci și se pot colmata relativ ușor, nervurile reținând impuritățile.

Schimbătoare de căldură spirale

La aceste schimbătoare suprafața de schimb de căldură este formată dintr-o bandă rulată în formă de spirală, realizându-se astfel între spire două canale, în care se poate organiza ca cele două fluide să circule în contracurent sau în curent încrucișat. Datorită suprafețelor relativ plane, de obicei presiunea de lucru este limitată la 20 bar, dar există și construcții care se pot folosi la presiuni de sute de bar, respectiv temperaturi de sute de °C. Sunt schimbătoare compacte, cu căderi de presiune relativ mici și pot fi folosite pentru fluide care pot colmata ușor canalele, tipul de curgere prin schimbător favorizând autocurățirea.

Radiatoare (calorifere)

Radiatoarele (caloriferele) sunt schimbătoare de căldură folosite la încălzirea centrală cu apă caldă și, mai rar, cu abur. Caracteristic acestora este faptul că de la suprafața de încălzire spre aerul din spațiul încălzit căldura se transmite prin convecție liberă. Radiatoarele pot fi din fontă, oțel sau aluminiu.

Radiatoarele din fontă sunt concepute să lucreze în instalații de termoficare, la presiuni relativ mari, necesare pentru încălzirea clădirilor înalte. Ele sunt realizate din elemenți, care sunt piese turnate, asamblate cu nipluri. În România dimensiunile acestor elemenți au fost standardizate, atât pentru elemenții cu secțiune circulară a coloanelor, cât și pentru cei cu secțiune a coloanelor eliptică. Ele sunt foarte rezistente la coroziune și, la o exploatare corectă au o durabilitate foarte mare, iar producătorii oferă la ele garanții și de 25 de ani. Tehnologia de turnare este scumpă, ca urmare au un preț relativ mare. Având o masă mare și un volum mare de apă de încălzire în ele au o inerție termică mai mare, lucru favorabil la exploatarea centralelor de apartament, care lucrează în regim intermitent. Dezavantajul lor este că fonta este casantă, ele putându-se sparge la șocuri.

Exemple de radiatoare (calorifere) pentru încălzire

Radiatoarele din tablă de oțel sunt formate din table ambutisate și sudate. Sunt realizate în mai multe tipodimensiuni. Au masa proprie mult mai mică, și conțin mai puțină apă în ele, ca urmare se încălzesc mult mai repede. Sunt cele mai ieftine, dar și cele mai puțin durabile. Deși se iau măsuri pentru realizarea unor protecții anticorozive (smălțuire) atât pe interior, cât și pe exterior, este posibil ca stratul anticoroziv să crape iar în acest caz durabilitatea lor este mică, garanția oferită de producător nedepășind 10 ani. Atât radiatoarele din fontă, cât și cele din oțel sunt compatibile cu orice fel de țevi din care este realizată instalația de încălzire, atât din oțel, cât și din cupru sau materiale stratificate (pexal).

Radiatoarele din aluminiu sunt realizate din corpuri turnate sau extrudate asamblate între ele de asemenea cu nipluri, ceea ce asigură o mare flexibilitate în exploatarea spațiului disponibil pentru amplasarea lor. Se încălzesc la fel de ușor ca cele de tablă. Au un preț intermediar, între cele din fontă și cele de oțel și o durabilitate de asemenea intermediară, garanția oferită fiind pentru 15 ani. Aluminiul și cuprul formează un cuplu electrochimic destul de puternic, ca urmare nu se recomandă folosirea țevilor de cupru împreună cu ele deoarece apare coroziunea electrochimică pe interiorul radiatorului.

Un caz special sunt radiatoarele cu ulei pentru încălzire, la care căldura dezvoltată de o rezistență electrică nu este cedată spațiului încălzit prin radiație, ci este preluată întâi de o masă de ulei, ca agent termic lichid. Uleiul asigură astfel o răcire corespunzătoare a rezistenței electrice, el însuși cedând căldura spațiului încălzit prin suprafața radiatorului, prin convecție liberă, exact ca în cazul caloriferelor. Prin aceasta se asigură un confort sporit, similar cu cel oferit de calorifere.

Schimbătoare de căldură cu schimbare de fază

Condensatoare

Condensatoarele folosite în industria alimentară și cea chimică sunt formate de obicei din serpentine prin care circulă vaporii care trebuie condensați, scufundate într-un vas cu apă de răcire, sau, de exemplu la mașinile frigorifice, din serpentine cu suprafețe extinse în exteriorul cărora circulă aerul de răcire. Unele dintre cele mai mari condensatoare sunt folosite în termocentrale, la condensarea aburului evacuat de turbinele de abur, în vederea realizării unei presiuni cât mai scăzute la ieșirea din turbină.

Condensatoarele de suprafață permit realizarea unor presiuni foarte mici (un vid foarte înaintat), iar condensatul obținut este foarte pur, fără aer. Ele sunt formate dintr-o manta și un fascicul tubular format din țevi cu diametrul de 17–24 mm și grosimea peretelui de 0,5–1 mm, din alamă sau titan, fixate prin mandrinare în două plăci tubulare. Drept mediu de răcire, care circulă prin interiorul țevilor, se folosește în general apa și foarte rar aerul. Aburul condensează pe suprafața exterioară a țevilor. Pentru a evita scurgerea condensatului în jos din țeavă în țeavă, ceea ce ar mări grosimea peliculei de apă pe țeavă și ar înrăutăți schimbul de căldură, între țevi sunt plasați din loc în loc pereți despărțitori care dirijează scurgerea condensatului.

Țevile condensatoarelor sunt supuse fenomenelor de coroziune și de colmatare. La condensatoarele cu țevi de titan, atât depunerile pe pereții interiori ai țevilor, cât și coroziunea cauzată de microorganismele din apă este mult mai mică, iar curățirea interioară a țevilor se poate face mult mai ușor. Curățirea se poate face cu perii de nailon sau cu bile de cauciuc. Dacă aceste țevi nu se pot curăța ele se înfundă cu dopuri la capete. Se admite înfundarea doar a 3–4 țevi la fiecare mie. Dacă acest număr crește, ele trebuie înlocuite.

Vaporizatoare

Se folosesc în cazurile în care lichidul trebuie transformat în vaporii săi, prin fierbere, cum ar fi în industria chimică, la distilare. În acest caz schimbătorul este cu fascicul tubular, iar vaporii formați se adună în spațiul de abur de sus. Alt tip de fierbător este cel din sistemele fierbătoare ale generatoarelor de abur. Aceste vaporizatoare sunt formate actual exclusiv din țevi verticale cu suprafețe netede, asamblate prin sudare la colectoare.

Centralele nucleare produc curent electric folosind turbine cu abur, exact ca termocentralele. Primele centrale nucleare aveau reactoarele răcite cu gaze (erau de tip GCR, AGR, respectiv HTGR), iar aburul era produs în vaporizatoare cu serpentine, foarte asemănătoare cu a schimbătoarelor de căldură folosite în generatoarele de abur cu combustibili fosili.

La centralele nucleare cu două circuite, la care reactoarele sunt răcite cu apă sub presiune (de tip PWR, inclusiv CANDU), aburul care acționează turbinele este produs cu ajutorul generatoarelor de abur pentru centrale nucleare. Acestea sunt în principiu tot schimbătoare de căldură, care transmit căldura din circuitul primar (al reactorului nuclear) apei din circuitul secundar, pe care o vaporizează. Ele trebuie să satisfacă la cel mai înalt nivel cerințele de fiabilitate și disponibilitate (MTBF), fapt care se obține prin alegerea soluțiilor care minimizează solicitările mecanice și termice din componentele lor (țevi, plăci tubulare). De asemenea, pentru evitarea contaminării radioactive, se folosesc soluții constructive care împiedică intrarea în contact a celor doi agenți termici în caz de pierdere a etanșeității.

Construcția acestor generatoare este de tip manta și fascicul tubular, care poate fi dispus atât orizontal, cât și vertical. Generatoarele cu dispunerea orizontală a fasciculului (de exemplu la CNE Shippingport, CNE Novo Voronej și CNE Beloiarsk) sunt mai compacte pentru un debit de abur dat, însă nivelul apei variază la înclinarea lor, astfel că, deși forma ar fi potrivită, nu sunt adecvate pentru unități mobile (nave, submarine). Generatoarele cu dispunerea verticală a fasciculului (soluția Westinghouse), deși ridică probleme la fixarea și etanșarea fasciculului pe placa tubulară de la bază, sunt folosite actual în exclusivitate, datorită schimbului de căldură mai eficient.

Deși sunt destinate domeniului nuclear, calculul termic al acestor generatoare de abur se face în mod identic cu al oricărui alt recuperator.

Un alt caz în care se folosesc vaporizatoarele este când un lichid este răcit prin vaporizarea unei părți din el. Vaporii preiau o cantitate de căldură în funcție de căldura latentă de vaporizare a substanței. Un exemplu este la instalațiile frigorifice, unde este răcit freonul folosit ca agent frigorific. Vaporizatoarele de acest tip sunt formate din țevi orizontale sau verticale. Cele cu țevi orizontale sunt mai simple, iar cele cu țevi verticale mai eficiente din punct de vedere al schimbului de căldură.

Calculul termic al recuperatoarelor

În cazul schimbătoarelor de căldură recuperative în care cele două medii între care se transmite căldura sunt fluide (cazul obișnuit), calculul căldurii transmise se bazează pe o relație de bilanț. Deoarece schimbătoarele se pot izola termic bine, pierderile pot fi considerate foarte mici, ca urmare se consideră că căldura cedată de fluidul cald este egală cu cea care transmisă prin peretele despărțitor și este egală cu cea primită de fluidul rece.

Metoda LMTD

Metoda LMTD (engleză Log mean temperature difference) este metoda clasică de calcul. Ea se bazează pe diferența medie logaritmică de temperatură

Se obișnuiește să se noteze cu 1 fluidul cald, iar cu 2 fluidul rece. Intrările sunt notate cu ′ (prim), iar ieșirile cu ″ (secund). Cu aceste convenții, temperatura fluidului cald la ieșirea din schimbător este notată .

Fluxul termic cedat de fluidul cald este:

cel primit de fluidul rece este:

iar cel transmis:

Primele două relații stabilesc legături între natura, debitele și temperaturile celor două fluide, iar a treia permite dimensionarea suprafeței A necesară transferului termic.

În relațiile de mai sus:

– sunt debitele masice ale celor două fluide,

– sunt capacitățile termice masice,

– sunt fluxurile capacității termice,

– este coeficientul global de transfer termic,

– este diferența medie logaritmică de temperatură.

Valoarea produsului KA se poate calcula din relația generală:

unde rezistența termică a peretelui se calculează cu relațiile:

în cazul peretelui separator plan, respectiv

în cazul peretelui separator cilindric (țeavă).

În relațiile de mai sus:

– sunt suprafețele de schimb de căldură pe fețele 1, 2, respectiv prin mijlocul grosimii țevii,

– sunt diametrele exterior și interior ale țevii, respectiv lungimea ei, dacă suprafața este considerată cilindrică,

– sunt coeficienții de convecție între perete și fluidul respectiv,

– este grosimea peretelui despărțitor, în caz că suprafața de schimb de căldură este considerată plană,

– este conductivitatea termică a materialului peretelui despărțitor.

Deoarece de obicei grosimea țevilor este relativ mică față de diametrul lor, suprafața de schimb de căldură calculată pe suprafața exterioară a țevilor nu diferă mult de cea calculată pe interiorul lor. Cu foarte rare excepții, aceste suprafețe sunt considerate egale, ca urmare suprafața de schimb de căldură este calculată ca și când ar fi plană, caz în care .

Relația pentru calculul coeficientul global de transfer termic se simplifică la:

Diferența medie logaritmică de temperatură depinde de tipul curgerii. Intuitiv, cel mai simplu schimbător de căldură este cel cunoscut drept „țeavă în țeavă”, prezentat în prima figură a articolului. Peretele despărțitor dintre fluide este țeava interioară. În acest caz, cele două fluide pot curge de-a lungul țevii în același sens, curgere numită în echicurent, sau în sensuri contrare, curgere numită în contracurent. Pentru aceste tipuri de curgeri diferența medie logaritmică de temperatură se calculează cu relația:

unde:

– sunt diferențele de temperatură între fluidul cald și cel rece la capetele suprafeței, adică:

pentru echicurent:

pentru contracurent:

Pentru orice alte tipuri de curgere este nevoie să se stabilească relații pentru diferența medie logaritmică de temperatură sau coeficienți de corecție față de curgerea în contracurent.

Metoda ε-NTU

Metoda ε-NTU (engleză Number of Transfer Units), cunoscută în bibliografia română ca metoda ε-NTC (Număr de unități de Transfer de Căldură), respectiv ca metoda eficienței termice, a fost propusă prima dată în 1955 de către Kays și London ca o metodă de a determina parametrii de funcționare a schimbătoarelor de căldură deja construite, pe baza comparării posibilităților lor. Ulterior ecuațiile eficienței au fost completate pentru schimbătoare de căldură în echicurent și contracurent inclusiv pentru cazul în care fluidele curg cu viteze relativ mari. În acest caz, modificările care intervin în energia cinetică a fluidelor au un efect semnificativ asupra câmpurilor termice. S-a stabilit că eficiența depinde de mărimile adimensionale care compară fluxul termic prin perete cu fluxurile termice maxime posibil pe părțile caldă, respectiv rece, și de patru mărimi adimensionale care descriu influența distribuției energiei cinetice pe părțile caldă, respectiv rece a schimbătorului.

Eficiența schimbătoarelor de căldură poate fi calculată cu relații de forma adaptate pentru fiecare tip de curgere.

Exemple de astfel de relații:

pentru curgere în echicurent:

pentru curgere în contracurent:

pentru curgere în curent încrucișat cu ambele fluide neamestecate:

Deoarece relații ca ultima sunt greu de folosit în practică fără un calculator electronic și un software corespunzător, aceste relații sunt prezentate și sub formă de nomograme, nomogramă aplicabilă, de exemplu, unui radiator de mașină.

În relațiile de mai sus:

este eficiența schimbătorului, raportată la fluidul cald,

este eficiența schimbătorului, raportată la fluidul rece,

este numărul de unități de transfer raportate la fluidul cald,

este numărul de unități de transfer raportate la fluidul rece,

este raportul fluxurilor capacităților termice ale fluidelor, raportat la fluidul rece,

este raportul fluxurilor capacităților termice ale fluidelor, raportat la fluidul cald.

Relațiile de mai sus permit, bineînțeles, nu numai „verificarea eficienței”, adică determinarea parametrilor de funcționare posibili pentru un schimbător de căldură deja construit, ci și dimensionarea sa la proiectare.

Comparație între metodele LMTD și ε-NTU

La calculul numeric, unde geometriile reale ale schimbătoarelor de căldură modelate sunt discretizate, ambele metode conduc la același rezultat numeric. Metoda ε-NTU este mai stabilă, este convergentă în orice situație, însă timpul de calcul este de câteva ori mai mare. Metoda LMTD necesită o inițializare mai îngrijită și nu este convergentă întotdeauna, dar, dacă converge, soluția se obține rapid, în mult mai puține iterații.

Descrierea navei Celebrity Millennium

Construcție și descriere

GTS Millennium este nava amiral a navelor de croazieră Millennium- class , operate de linia Celebrity Cruises . Navele ei sora sunt Constellation , Infinity și Summit .

Clasă si tip: navă de croazieră din clasa Millennium

Tonaj: 90,963 GT

Lungime: 964,6 ft (294 m)

Lățime: 105,6 ft (32 m)

Pescaj: 26,3 ft (8 m)

Punți: 11 (accesibile pentru pasageri)

Putere instalată: Două turbine cu gaz 50.000 kW (combinat)

Propulsie: 2 x 19 MW Rolls-Royce / Alstom Mermaid Propulsoarele azimutale

Viteză: 24 noduri (44 km / h; 28 mph)

Capacitate pasageri: 2138 pasageri

Capacitate crew: 1000 crew

Operator: Celebrity Cruises

Portul de inregistrare: 2000-2002: Monrovia, Liberia

2002-2007: Nassau, Bahamas

2008-prezent: Valletta, Malta

Constructor: Chantier de L'Atlantique, St Nazaire, Franța

An de fabricatie: 2000

Primul voiaj: 01-07-2000

În funcțiune: 2000 – prezent

Identificare: Semnul de apel : 9HJF9

Numărul IMO : 9189419

Numărul MMSI : 249055000

Status: În funcțiune

Millennium a fost construit la Chantiers de l'Atlantique din St. Nazaire, Franța. Când a fost lansată în 2000, ea a fost prima navă din lume care a folosit o centrală turbo-electrică COGAS. Gazul combinat și aburul (COGAS) este denumirea motoarelor combinate care cuprind turbine cu gaz și abur, acestea din urmă fiind antrenate de aburul generat folosind caldura din gazele de eșapament ale turbinelor cu gaz. În acest fel, o parte din energia pierdută poate fi recuperată și consumul specific de combustibil al instalației poate fi redus.

Millennium are un restaurant care conține panouri din lemn utilizate inițial în Olympic RMS (nava sora a RMS Titanic și HMHS Britannic ), îndepărtate și conservate când această navă a fost vândută pentru resturi în 1935.

Turbina cu gaz

O turbină cu gaze este o turbină termică, care utilizează căderea de entalpie a unui gaz sau a unui amestec de gaze pentru a produce prin intermediul unor palete care se rotesc în jurul unui ax o cantitate de energie mecanică disponibilă la cupla turbinei. Turbina cu gaze mai este cunoscută și sub denumirea de instalație de turbină cu gaze (ITG).

Din punct de vedere termodinamic o turbină cu gaze funcționează destul de asemănător cu motorul unui automobil. Aerul din atmosferă este admis într-un compresor cu palete, unde este comprimat, urmează introducerea unui combustibil, aprinderea și arderea lui într-o cameră de ardere. Gazele de ardere se destind într-o turbină, care extrage din ele lucrul mecanic, iar apoi sunt evacuate în atmosferă. Procesul este continuu, iar piesele execută doar mișcări de rotație, ceea ce pentru o putere dată conduce la o masă totală a instalației mai mică. Ca urmare, turbinele cu gaze s-au dezvoltat în special ca motoare de aviație, însă își găsesc aplicații în multe alte domenii, unul dintre cele mai moderne fiind termocentralele cu cicluri combinate abur-gaz.

Dezvoltarea turbinelor cu gaze este de dată mult mai recentă decât a turbinelor în general, și de dată mai recentă decât a turbinelor cu abur.

În 1791 englezul John Barber a brevetat prima adevărată turbină cu gaze, turbină care avea principalele elemente din turbinele cu gaze moderne. În 1872 Dr. F. Stolger din Germania a construit prima turbină cu gaze, care însă n-a funcționat niciodată independent.

În 1903 norvegianul Ægidius Elling a construit prima turbină cu gaze funcțională, care a produs lucru mecanic, eveniment important, luând în considerare lipsa de cunoștințe de aerodinamică a vremii. Turbina sa a reușit să producă o putere de 11 cai putere, foarte mult pentru zilele respective. Din turbina sa s-a inspirat Frank Whittle.

În 1914 Charles Curtis a realizat prima aplicație practică a unei turbine cu gaze.

În 1918 General Electric, unul din cei mai mari producători, inclusiv din zilele noastre, își începe producția de turbine cu gaze.

În 1930 englezul Frank Whittle brevetează proiectul unei turbine cu gaze pentru propulsia avioanelor (motor cu reacție). Realizarea practică a acestui proiect s-a făcut însă abia în anul 1937. Compresorul acestui motor era de tip centrifugal, și pe baza lui s-a dezvoltat motorul Rolls-Royce Welland, care a echipat avionul Gloster Meteor.

În 1936 Hans von Ohain și Max Hahn dezvoltă în Germania un motor cu reacție bazat pe un brevet propriu. Compresorul acestui motor era de tip axial, și pe baza lui s-a dezvoltat motorul Junkers Jumo 004 care a echipat avionul Messersmitt Me 262.

Clasificarea turbinelor cu gaze

Aceste turbine cu gaze se clasifică după mai multe criterii, după cum urmează:

După destinație

turbine de tracțiune pentru aviație (turboreactoare, turbopropulsoare, turboventilatoare și turbine pentru antrenarea elicelor elicopterelor);

turbine de tracțiune navale;

turbine de tracțiune terestre (pentru locomotive, autovehicule, motociclete, tancuri etc.);

turbine de supraalimentare a motoarelor cu ardere internă.

turbine energetice (pentru termocentrale cu ciclu cu gaze simplu sau cu ciclu combinat abur-gaz);

După modul de recuperare a căldurii evacuate

turbine cu recuperator;

turbine fără recuperator.

După felul ciclului în care lucrează

cu ciclu închis;

cu ciclu deschis.

Principiul de funcționare

Ciclul Joule

Cea mai simplă turbină cu gaze este formată dintr-un compresor, care este montat pe același ax cu o turbină. Compresorul absoarbe aerul din atmosferă și îl comprimă la presiunea de câțiva bar. Aerul comprimat ajunge într-o cameră de ardere, în care este introdus și un combustibil. Aici are loc arderea la presiune constantă, cu creșterea temperaturii și a volumului gazelor produse prin ardere. Gazele de ardere se destind în turbină, producând lucru mecanic, iar apoi sunt evacuate în atmosferă. Ciclul termodinamic al unei astfel de turbine cu gaze este ciclul Joule, cunoscut în literatura engleză de specialitate ca ciclul Brayton.

Transformările termodinamice din ciclu sunt:

1 – 2 compresie izoentropică;

2 – 3 încălzire izobară;

3 – 4 destindere izoentropică;

4 – 1 răcire izobară.

Randamentul termic al ciclului Joule ideal fără recuperator este:

Unde ϵ este raportul de compresie = p2 / p1, iar k este exponentul adiabatic al gazului.

Pentru aer, cu k = 1,4 , și pentru un raport de compresie de 15 (valoare uzuală), randamentul termic al ciclului este de 0,539. Randamentul termic al ciclului Joule ideal crește continuu cu creșterea raportului de compresie, însă creșterea acestui raport este limitată de rezistența materialelor și de pierderile din ciclul real.

Ciclu cu fracționarea compresiei sau a destinderii

O altă cale de îmbunătățire a randamentului termic al ciclului este fracționarea compresiei, cu răcirea intermediară a aerului, respectiv fracționarea destinderii în turbină, cu reîncălzirea agentului termic, aspecte detaliate în ciclu termodinamic.

Realizarea practică a răcirii intermediare a aerului comprimat se poate face:

la turbine cu gaze de aviație, unde greutatea agregatului e critică, prin injecție de apă între treptele compresorului;

la celelalte turbine, prin schimbătoare de căldură montate între trepte.

Realizarea practică a reîncălzirii gazelor se poate face:

prin arderea unei cantități suplimentare de combustibil în camere de ardere intermediare între corpurile turbinei;

prin schimbătoare de căldură montate între corpurile turbinei.

Ambele metode măresc mult dimensiunile instalației și nu sunt adecvate pentru turbinele cu gaze de aviație.

Ciclu deschis și închis

La turbinele cu gaze care lucrează cu aer absorbit din atmosferă și evacuează gazele de ardere tot în atmosferă (majoritatea cazurilor), ciclul nu este efectuat complet în instalație, transformarea 4-1 efectuându-se în atmosferă. Se spune că turbina lucrează în ciclu deschis. Dacă însă se folosește un alt agent termic, diferit de aer, acesta trebuie reținut, caz în care toate transformările din ciclu se realizează în instalație, și se spune că turbina lucrează în ciclu închis. Astfel de cicluri închise se întâlnesc în centrale nucleare, iar agentul termic este uzual dioxidul de carbon sau heliul.

Turbine cu gaze pentru tracțiune navală

Datorită raportului excelent putere/greutate, turbinele cu gaze au fost folosite și la acționarea navelor rapide. Exemple de astfel de nave au fost în Anglia vedetele MGB 2009 și fregatele Type 81, în Suedia vedetele torpiloare din clasa 6 Spica, acționate de turbine Proteus 1282 fabricate de Bristol Siddeley, în Finlanda corvetele din clasa Turunmaa, acționate de turbine Rolls-Royce Olympus TMB3, în Canada distrugătoarele port-elicopter din clasa Canadian Iroquois, iar în SUA cuterele din clasa Hamilton ale U.S Coast Guard.

Avantaje, dezavantaje și perspective

Avantajele turbinelor cu gaze:

foarte bun raport putere/greutate;

dimensiuni reduse;

timp de pornire scurt (5 … 30 min);

mișcare de rotație uniformă (nu alternativă), echilibrare foarte bună;

vibrații reduse;

la ITG energetice, costul investiției și timpul de dare în funcțiune sunt mult mai mici în comparație cu instalațiile cu turbine cu abur;

pot funcționa fără apă de răcire, important în zone unde apa este deficitară, de exemplu în deșert.

Dezavantajele turbinelor cu gaze:

randament termic nu prea ridicat;

scăderea pronunțată a randamentului și performanțelor în regimuri diferite de regimul pentru care au fost proiectate, (la sarcini parțiale);

o oarecare inerție la modificarea turației;

fabricație dificilă, necesită tehnologii înalte;

materiale speciale, rezistente la temperaturi înalte, scumpe;

întreținere pretențioasă, reparații planificate dese

Perspective:

O comparație cu competitorii săi se poate face doar pe domenii.

La autovehicule, dimensiunile motorului nu sunt chiar critice, iar vibrațiile motoarelor cu piston sunt acceptabile, ca urmare dezavantajele turbinelor se manifestă din plin. În acest domeniu turbinele cu gaze își găsesc însă aplicabilitatea ca grupuri de turbosupraalimentare.

La tancuri, randamentul termic mai scăzut nu este un impediment, costurile sunt acceptate de statele dezvoltate, iar puterea imensă dezvoltată de turbine asigură mobilitatea pe câmpul de luptă, avantaj care poate fi decisiv.

În domeniul feroviar, greutatea nu contează, deoarece pentru a avea forță la cârlig sarcina pe osie a locomotivelor trebuie să fie apropiată de cea maximă admisă. Aici randamentul termic scăzut și costurile își spun cuvântul, fiind preferate motoarele cu piston sau cele electrice.

În domeniul naval civil situația este similară cu cea din domeniul feroviar. În domeniul naval militar situația este similară cu cea de la tancuri.

În domeniul aviației sunt două situații. În aviația comercială și militară raportul putere/greutate primează asupra oricăror alte considerente, așa că dominația turbinelor cu gaze este totală. În domeniul aviației utilitare, sportive și de agrement, costurile limitează folosirea turbinelor cu gaze, fiind preferate motoarele cu piston, mult mai ieftine și cu întreținere simplă.

În domeniul energetic randamentul termic mai scăzut limitează utilizarea turbinelor cu gaze ca agregate independente în regim de bază, fiind preferate turbinele cu abur. Totuși, pornirea de la rece (din rezervă rece) a unui agregat energetic cu turbine cu gaze se poate face în timpi de ordinul minutelor, față de timpi de ordinul orelor la turbinele cu abur, ceea ce face ca agregatele cu turbine cu gaze să fie de neînlocuit ca unități de vârf în sistemele energetice care nu dispun de hidrocentrale cu lac de acumulare. Tot în domeniul energetic turbinele cu gaze lucrând în cicluri combinate abur-gaz (în serie cu turbine cu abur) fac ca randamentul termic al termocentralelor de acest tip să fie foarte ridicat, de 55 – 58%, ceea ce face ca ele să aibă în acest domeniu un mare viitor.

Sistemul de răcire a motoarelor navale

Rol și scheme funcționale

Sistemul de răcire a motoarelor navale are rolul de a evacua, prin fluidele de răcire, o parte din energia termică dezvoltata în motor, cu scopul realizării unui regim termic optim, atât din punct de vedere al desfășurării ciclului, cat și din punct de vedere al solicitărilor termomecanice.

Sistemele de răcire utilizate la nave sunt de mai multe tipuri și pot fi clasificate astfel, în funcție de:

tipul circuitului:

• circuit deschis, de obicei cu apă de peste bord (apă de mare pentru navele maritime);

• circuit închis, cu apă tehnică;

natura fluidului de răcire:

• cu apă tehnică;

• cu apă de mare;

• cu ulei;

• cu combustibil;

• cu aer;

modul de realizare al circuitului:

• cu circulație forțată;

• cu circulație naturală;

ansamblul deservit:

• cilindri, chiulase, supape;

• pistoane;

• injectoare;

• răcitoare ulei, apă tehnică, aer de baleiaj;

• lagăre greu solicitate;

• compresoare;

în funcție de presiunea și temperatura agentului de lucru:

• presiune mică și temperaturi sub 100°C;

• presiune ridicată și temperaturi superioare în funcție de presiunea aleasă.

Problema principală este aceea a stabilirii unei scheme de răcire și a unei temperaturi optime pentru a menține randamentul termic cât mai ridicat, favorizat de menținerea unor temperaturi ridicate și a unei durabilități optime pentru piesele motorului, în condițiile menținerii unor solicitări termice cât mai reduse.

Pentru sistemele de propulsie navală, îmbunatațirea randamentului energetic al sistemului se poate realiza și recuperând o parte din energia termică pierdută. Astfel, sunt deja intrate în dotările standard:

• generatoarele de apă tehnică (GAT), care, recuperând o parte din energia pierdutâ prin apa de râcire cilindri, desalinizeaza apa de mare în scopul obținerii apei tehnice necesare la bordul navelor, sau apa de răcire poate fi folosită ca agent termic pentru încalzirea spațiilor de locuit, la navele mai mici;

• caldarina recuperatoare (CR), care este montată pe traseul gazelor de evacuare ale motorului principal la navele mari.

Sistemele de răcire ale motoarelor principale și auxiliare diferă destul de puțin. În principiu ele sunt asemănătoare, dar cele pentru motoarele principale sunt mai complexe și, din acest motiv, se va face analiza acestora, urmând ca prin particularizări sa se studieze și sistemul de răcire al motoarelor auxiliare, care, de altfel, este și interconectat cu sistemul de răcire al motorului principal.

Sistemul de răcire este compus din mai multe subsisteme, împărțite în primul rând în funcție de tipul de circuit realizat și subansamblele motorului pe care le deservește, astfel:

• sistemul de răcire în circuit deschis, cu apă de peste bord sau apă de mare; este circuitul care preia agentul de răcire primar (din exterior) prin magistrala Kingstone și îl distribuie la bord pentru:

răcirea directă a:

• aerului de baleiaj;

• aerului comprimat;

• lagărelor liniei axiale;

răcirea altor agenți de răcire care lucrează în circuit închis:

• apa tehnică;

• ulei, dupa care este refulat peste bard.

sistemele de răcire în circuit închis; folosesc ca agent de lucru apa tehnică sau uleiul, răcite în răcitoare cu apă de peste bord până la o temperatură optima; acestea sunt denumite după subsistemele pe care le deservesc:

subsistemul de răcire cilindri, care cuprinde:

• cămașa, chiulasa;

• agregatul de turbosupraalimentare;

• clapeții rotitori;

• supapele pentru motoarele semirapide sau cele cu baleiaj în echicurent;

subsistemul de răcire pistoane, care poate fi:

• cu apă tehnică, variantele mai vechi;

• cu ulei la motoarele moderne, dar care a fost tratat la instalația de ungere, fiind parte componentă a acesteia;

subsistemul de răcire injectoare, menționat și la sistemul de alimentare cu combustibil

Fiecare dintre aceste subsisteme este tratat în continuare detaliat, cu precizarea tuturor

particularităților specifice fiecăruia în parte.

Subsistemul de răcire in circuit deschis

Acesta este alcătuit la rândul său din mai multe sisteme interconectate:

• magistrala Kingstone, element central: este sursa de apă de mare la bordul navelor;

• subsistemul motorului principal, activ doar în marș;

• subsistemul auxiliar care funcționează:

• ca ramificație a sistemului motorului principal când acesta funcționează;

• ca sistem de sine stătător în staționare.

Magistrala Kingstone asigura accesul apei de mare la bord prin intermediul prizelor de fund KF și de bordaj KB, practicate în corpul navei, a valvulelor Kingstone montate pe acestea și a filtrelor de mâl F. Prizele sunt prevăzute cu tubulaturi de aerisire și suflare cu abur și aer. La ea sunt cuplate toate circuitele ce utilizează apă de mare.

Subsistemul motorului principal, funcționează doar atunci cand este în funcțiune motorul principal și cuprinde pompele principale de apă de mare PR (pompele cu eel mai mare debit de la bordul navei), din care una este pe stand-by și care alimentează:

• răcitorul aerului de baleiaj;

• răcitoarele de ulei, cilindri, pistoane și injectoare;

• prin ramificația de legătură și valvula cu reținere VUL magistrala motoarelor auxiliare;

• lagărele liniei axiale

Pentru reducerea tensiunilor termice ce apar în răcitoare, în mod uzual primele răcitoare de pe circuitul de apă de mare sunt cele de ulei RU, uleiul fiind fluidul cu temperatura cea mai mică, urmate în serie de răcitoarele cilindrilor RC, între acestea fiind prezent, de regula, un detector de ulei DU (mic tanc de observație), care semnaleaza prezența în circuitul de răcire a eventualelor scăpări de ulei.

Celelalte răcitoare, RP pistoane și RI injectoare, sunt uzual montate în paralel cu răcitoarele cilindri RC, sau înseriate, în ordinea: RP, RC, RI, frecvent RI putând să lipsească din circuit, nefiind totdeauna necesar. O ramificație separată se utilizează pentru răcitoarele aerului de baleiaj TSA și lagărele liniei axiale, lagărul etambou LE și lagșrele intermediare LI. Pe returul circuitului de răcire al MP, excepție făcând subsistemul de răcire al lagărelor liniei axiale, este montată o valvulă temoregulatoare VTR-MP, comandată pneumatic de o instalație de automatizare. Comanda se realizează în funcție de temperatura agentului de lucru pe care îl refulează peste bord dacă nu mai dispune de capacitate de răcire, sau îl reintroduce pe aspirația pompelor PR.

Acest lucru este deosebit de important, mai ales la navigația în ape reci, când apa de mare are o temperatura scazută, ceea ce duce la apariția unui gradient termic foarte mare în răcitoare, foarte periculos, datorită tensiunilor termice care apar.

Pentru cazuri deosebite, de regulă la navigația în zone foarte reci, în ape cu gheată spartă care poate înfunda prizele de fund, există posibilitatea folosirii unui tanc de balast ca tanc de circulație, aspirația din magistrala Kingston și refularea peste bord fiind cuplate la acesta, sistemul deschis transformându-se într-unul închis. Variația de temperatura pentru apa de mare este de 10÷15°C, iar presiunea din circuit este 3÷5 bar, obligatoriu mai mică ca presiunea uleiului din răcitorul RU, astfel încât sa poată fi prevenită pătrunderea apei de răcire în circuitul de ulei al motorului la o eventuală avariere a acestuia.

Subsistemul auxiliar, cuprinde subsistemele de răcire:

• motoare auxiliare, compus din:

• subsistemul de răcire cilindri;

• subsistemul de răcire ulei;

• subsistemul de răcire aer de supraalimentare

• compresoarele de aer;

• compresoarele frigorifice.

Acestea sunt alimentate în staționare la cheu din magistrala Kingstone de pompele de serviciu port PS, iar în marș prin ramificația de legatură prevăzută cu o valvulă cu reținere VUL, din subsistemul de răcire al motorului principal.

Subsitemul de răcire al motoarelor auxiliare, este asemanator celui al motorului principal. Sunt alimentate pe ramificații independente răcitoarele aerului de supraalimentare și răcitoarele de ulei RU și cilindri RC, acestea fiind înseriate. Pe returul circuitului răcitoarelor este montată valvula termoregulatoare VTR-S care are același rol ca și VTR-MP.

La fel ca și în cazul motorului principal, există posibilitatea cuplării instalației la tancul de balast, realizând răcire în circuit închis. Parametrii de funcționare sunt de regulă aceiași, doar debitele diferă.

Subsistemul de răcire în circuit închis

Este circuitul de răcire cu apă tehnică și este format din următoarele subsisteme:

• subsistemele motorului principal:

• subsistemul de răcire cilindri;

• subsistemul de răcire pistoane cu apă, cel cu ulei fiind prezentat la circuitul ungere al capului de cruce;

• subsistemul de răcire injectoare;

• subsistemul răcire cilindri a motorului auxiliar.

Subsistemul de răcire cilindri al motorului principal:

Realizează răcirea cămășii, chiulasei, supapelor (dacă există, sau a clapetilor rotitori) și a agregatelor de turbosupraalimentare . Este alcătuit din pompele de răcire cilindri PC, în număr de două, din care una este pe stand-by, care au aspirația cuplată la colectorul de ieșire a apei tehnice din motorul principal.

Tacul de compensare (compensa) TC cuplat pe aspirația pompelor are rolul de a:

• menține sistemul amorsat;

• prelua și monitoriza fluctuațiile de volum și pierderile din sistem.

Răcitoarele RC, la care apa de mare circulă prin țevi, iar apa tehnică printre țevi, sunt conectate in circuit cu o valvulă termoregulatoare VTR-C, comandată pneumatic in funcție de temperatura de ieșire a apei tehnice din motor, măsură adoptata pentru a putea menține constantă temperatura apei la intrarea in evaporatorul generatorului de apă tehnică GAT. Încălzitorul I este necesar pentru încălzirea motorului la pornire. Unele instalații sunt prevazute și cu posibilitatea cuplării circuitului de răcire al motoarelor auxiliare cu instalația de răcire a cilindrilor motorului principal, pentru a-l putea menține pe acesta la cald pe durata stationării, dacă nava nu a fost legată la o sursă de curent de la mal.

Structura sistemului de răcire

Sistemele de răcire sunt instalații complexe care conțin numeroase componente, dintre care se vor prezenta in continuare doar cele mai importante:

• pompe;

• schimbătoare de caldură;

• filtre;

• rezervoare;

• sistemul telescopic;

• prize de fund;

• elemente de reglare

Schimbătorul de căldura cu condensator

Soluția constructivă

Schimbătoarele de căldură cu condensatoare se folosesc pentru a încălzi un agent termic secundar pe baza căldurii latente de condensare a unui agent termic primar. Schimbătorul de căldură este de tip multitubular, cu fasciculul de țevi între plăci tubulare și de obicei cu mai multe treceri pe agentul secundar.

Traseul celor doi agenți termici se alege de către proiectant astfel: la exteriorul țevilor se găsește aburul iar la interiorul țevilor circulă apa. La traseul de abur trebuie avute în vedere două proprietăți importante ale fenomenului de condensare:

– coeficientul de transfer de căldură în condensare nu depinde de viteza aburului, deci nu este necesar să se ia vreo măsură pentru dirijarea traseului aburului sau pentru mărirea vitezei lui de curgere;

– coeficientul de transfer de căldură în condensare este puternic influențat de prezența gazelor necondensabile care se acumulează la partea de sus a condensatorului și deci trebuie evacuate permanent prin robinetul de dezaerisire.

Schema constructivă a condensatorului se prezintă în următoarea figură. Pentru simplificarea desenului se prezintă o soluție cu 2 treceri.

1. Fascicul de țevi; 2. Manta; 3. Flanșe; 4. Placa tubulară față; 5. Placa tubulară spate; 6.Capac față; 7. Capac spate; 8. Ștuț intrare abur saturat; 9.Perete secțional; 10.Ștuțuri de intrare/ ieșire agent termic secundar; 11. Ștuț ieșire condens; 12. Oală de condens; 13. Capac închidere spate; 14. Ștuțuri golire/desaerisire.

Condensatoarele se execută de regulă cu țevile în poziție orizontală deoarece condensarea pe suprafețe orizontale nu ridică problemele complicate de evacuare a stratului de condens care apare la suprafețe verticale. Numai în condiții bine justificate,cum ar fi unele schimbătoare de căldură tehnologice, se justifică amplasarea verticală.

Pentru stabilirea soluției constructive și efectuarea dimensionărilor din calcule termice trebuiesc precizate următoarele elemente definitorii:

– soluție constructivă: schimbător de căldură condensator; agent primar – abur saturat; agent secundar – apă; cu mai multe treceri, orizontal

– pentru diferențierea proiectelor se precizează un număr de ordine N

– debitul de căldură nominal ( util ):

– presiunea aburului (saturat) la intrare:

– temperaturile de intrare și ieșire ale agentului secundar: și

Ecuația de bilanț termic

Ecuația de bilanț termic este dată de relația :

unde:

randamentul schimbătorului de căldură

debitul agentului termic primar respectiv secundar []

căldura latentă de vaporizare la presiunea de saturație

căldura specifică medie a apei pe intervalul

coeficient global de transfer de căldură

suprafața utilă de transfer de căldură a schimbătorului

diferența medie logaritmică de temperatură între agenții termici

Pentru bar, valoarea temperaturii medii a agentului primar este și valoarea căldurii latente de vaporizare este .

Temperatura medie a agentului secundar este: . La această temperatură găsim valoarea căldurii specifice a apei și densitatea medie a apei

Ținând seama de faptul că mantaua exterioară este bine izolată termic, se alege din intervalul (0.995 ; 0.998).

.

Din și , debitul de abur este: .

Din și debitul de agent termic secundar este:

.

Calculul de predimensionare al condensatorului

Determinarea numărului preliminar de țevi pe întreg schimbătorul de căldură

Numărul total de țevi se determină ca valoare preliminară din ecuația globală de schimb de căldură. Pentru a putea face acest calcul trebuie impusă o valoare estimativă pentru coeficientul global de transfer de căldură. Într-o primă aproximație se presupune coeficientul global de transfer de căldură:

= 1200…1500 .

În consecință a fost ales : .

Se alege în continuare o lungime de schimbător de căldură

Este ales

Țevile pentru schimbătoare de căldură au un diametru mic deoarece cu cât este mai mic diametrul, cu atât este mai intens transferul de căldură. Țevile uzuale sunt: Φ16×1, Φ18×1.5, Φ20×2, Φ25×2.5. Diametrul interior al țevii se ia în consecință: 0.014; 0.015; 0.016; 0.02 m. Se alege tipul de țeavă Φ20×2 cu Diametrul mediu al acestei țevi este:

Diferența medie de temperatură se calculează, conform schemei de evoluție a temperaturilor din Fig. 4.2 , cu relația:

unde:

Suprafața utilă de transfer de căldură:

Din:

,

Din egalitățile de mai sus rezultă:

Numărul preliminar de țevi este :

Determinarea numărului preliminar de țevi pe o trecere a schimbătorului de căldură

O primă valoare pentru numărul de țevi pe fiecare trecere este dată de relația:

unde, iar se alege din intervalul (0.5;1.5) si se alege

de unde rezultă:

Determinarea numărului preliminar de treceri a schimbătorului

Cu aceste valori preliminare, se poate determina numărul preliminar de treceri ales schimbătorului de căldură :

Numărul de treceri la un schimbător de căldură poate avea valorile 2, 4 sau 6.

Așezarea țevilor în corpul schimbătorului de căldură se poate face după o dispunere echidistantă a țevilor. Astfel, pe hexagoane concentrice se amplasează țevile în colțuri, pe primul hexagon fiind amplasate 6 țevi iar în continuare, la următorul pas ”s” este următorul hexagon care are țevile așezate în colțuri plus o țeavă pe fiecare latură. Următoarele hexagoane primesc progresiv câte o țeavă în plus pe fiecare latură.

Rezultă din așezarea pe hexagoane că schimbătoarele de căldură, în funcție de numărul de treceri, au un anumit număr posibil de țevi( ținându-se cont de cele la care se renunță din cauza pereților despărțitori din capace), discretizat în trepte.

În final este aproximat numărul de treceri la 2. Apoi se determină numărul total de țevi și numărul de țevi pe o trecere precum și numărul de țevi de pe o diagonală mare a hexagonului exterior.

Având acum numărul total de țevi pe o trecere se recalculează viteza agentului secundar cu relația:

Determinarea diametrului mantalei

Pasul s al țevilor este diametrul exterior al țevilor plus 8-12 mm . Cu cât pasul este mai mic, cu atât schimbătorul de căldură este mai economic din punctul de vedere al consumului de metal.

Este ales valoarea de adăugat egală cu 0.012 m

Distanța între marginile exterioare ale țevilor cele mai depărtate de centru și diametrul interior al mantalei se numește jocul inelar al țevilor în manta și se alege cu o valoare .

Este ales

Pentru 2 și 4 treceri rezultă relația de calcul pentru diametrul interior al mantalei:

Se alege cel mai apropiat diametru exterior de țeavă care se fabrică și anume:

cu grosimea țevii . Constatăm că cu mai puțin decât este necesar pentru a alege din STAS. Se modifică jocul inelar dintre țevile marginale astfel încât sa ajungem la o valoare și anume .

Așezarea specifică a țevilor în condensatoare

La schimbătoarele de căldură cu agenți termici care nu-și schimbă starea de agregare, așezarea fascicolului hexagonal de țevi în manta este indiferentă în raport cu poziția de montaj a schimbătorului. La condensatoare însă se pune problema importantă a evacuării condensului de pe suprafața țevilor, astfel ca țevile să aibă o peliculă cât mai subțire de condensat, știut fiind faptul că valoarea coeficientului de transfer de căldură este cu atât mai mare cu cât rezistența termică a peliculei de condensat este mai mică și deci cu cât grosimea peliculei de condensat este mai mică.

Soluția de așezare a țevilor în condițiile în care totdeauna condensul curge gravitațional, este așezarea într-un fascicul GINABAT. Caracteristic acestui fascicul este că axa verticală a țevii dintr-un rând superior este tangentă la conturul țevii rândului inferior.

O astfel de așezare rezultă din rotirea cu un unghi θ a unui fascicul orizontal obișnuit cu țevi echidistante, după distribuirea pe hexagoane. Schema fascicolului normal și a celui rotit cu unghiu θ astfel ca să devină GINABAT este prezentat în Fig. 4.4.

Din construcția geometrică se poate deduce relația de calcul pentru θ

unde este diametrul exterior al țevii, iar s este pasul țevilor.

este aproximat la .

Rotirea fascicolului de țevi nu presupune și rotirea mantalei, care rămâne cu ștuțul de intrare a aburului pe coama superioară și ștuțul de evacuare a condensului pe coama inferioară.

Calculul termic exact

Coeficientul global de schimb de căldură k se determină ca valoare inversă a rezistenței termice totale la transfer de căldură, adică a sumei rezistențelor termice:

Unde:

– coeficientul de transfer termic prin convecție la condensare

– coeficientul de transfer termic prin convecție la apă

– rezistența termică conductivă a peretului țevii și a depunerilor

Transferul de căldură de la apă la peretele interior al țevilor

Transferul de căldură este de tip convectiv, în regim permanent, fără schimbare de stare, curgere la interiorul țevilor.

Pentru calcule este necesară cunoașterea unor parametri caracteristici agentului primar.

Temperatura medie a apei:

Vâscozitatea cinematică:

Conductibilitatea termică:

Criterul Prandtl:

Relația criterială pentru transferul de căldură este funcție de turbulența curgerii, deci de criteriu Re. Se calculează criteriul Re, ținând seama că lungimea caracteristică este diametrul interior al țevii:

Pentru avem relația:

Așadar:

Coeficientul de transfer de căldură de la apă la peretele interior al țevii se determină utilizând relația:

Deci:

Rezistența termică a peretelui țevii și a depunerilor de pe pereți

Rezistența termică a peretelui țevii este :

– grosimea peretelui de oțel al țevii

– conductibilitatea termică a oțelului.

Rezistența termică a depunerilor de piatră pe peretele interior al țevilor este mare, ea constituind principala rezistență în schimbul de căldură. Valorile rezistențelor termice ale depunerilor, funcție de calitatea apei (apă tratată pentru alimentarea cazanelor), de viteză de curgere ( w=0,661 m/s) și de temperatură medie a agentului termic ( t=105 C).

Prin identificarea parametrilor am stabilit:

Suma rezistențelor termice conductive este :

Transferul de căldură de la aburul în condensare la peretele exterior al țevilor

Transferul de căldură este de tip conductiv cu schimbare de stare. Procesul de transfer se petrece în stratul limită de condens (lichid) care s-a format pe peretele exterior al țevii. De aceea toți parametrii fizici ai agentului termic se vor referi la apă la temperatura de saturație. Pentru temperatura de saturație se regăsesc următorii parametri fizici:

Vâscozitatea cinematică:

Conductibilitatea termică:

Densitatea termică:

La condensatoarele orizontale relația criterială de calcul a transferului de căldură este:

din care rezultă:

În aceasta relație:

– diferența între temperatura de saturație și temperatura peretelui

accelerația gravitațională

Deoarece temperatura peretelui nu este cunoscută dar celelalte elemente sunt cunoscute, relația se pune sub forma unei constante C1 care multiplică o funcție de

Pentru această funcție se calculează constanta unde este căldura latentă de vaporizare.

Rezultă prin calcul:

Pentru determinarea diferenței de temperatură se scrie ecuația de egalitate între fluxul unitar global de căldură și fluxul unitar superficial prin condensare de la abur la peretele exterior al țevii k.

Deoarece coeficientul global de transfer de căldură k se poate scrie , introducând constanta C2 cu relația de definire:

Cum se pot explica toți termenii și se ajunge la o ecuație de determinare a diferenței de temperatură Δt1 de forma :

Această ecuație se rezolvă prin metode de calcul numeric, prin încercări convergente sau prin reprezentare grafică.

Valorile extreme între care se poate găsi Δt sunt 0 și uzual se restrânge în intervalul 3 – 15 grade.

Metoda încercărilor convergente constă în a introduce si în ecuația:

si a determina valorile și care trebuie să fie de semn contrar pentru ca între ele să se afle valoarea 0 care corespunde rădăcinii ecuației.

Se calculează apoi valoarea: și din ecuația

valoarea lui . Se constată care este semnul lui y și el devine limita noului interval de căutare a rădăcinei:

Dacă ymed este pozitiv urmează ca la următoarea iterație Δt1max să se ia cu valoarea Δt1med

Dacă ymed este negativ urmează ca la urmatorul calcul să se ia Δt1min cu valoarea Δt1med

Iterațiile continuă, intervalul restrângându-se la fiecare calcul la jumătate. Această descreștere geometrică de restrângere a intervalului duce ca după foarte puține iterații intervalul în care se află valoarea exactă a lui Δt1 să fie restrâns la 0.1 grade . În acel moment calculul este suficient de precis și se ia ca rezultat final, cu o eroare de sub 0.1 grade , valoarea de mijloc a intervalului:

După efectuarea calculului s-a determinat:

Având valoarea lui Δt1 se poate determina .

Se aplică un coeficient de corecție de 0.9 rezultând noua valoare a coeficientului de transfer termic la condensare: .

Având valorile tuturor coeficienților ce intră în ecuația coeficientului global de transfer termic, putem determina valoarea finală a acestuia :

adica .

Suprafața totală de schimb de căldură necesară condensatorului se calculează din relația:

Rezultă lungimea schimbătorului de căldură (lungimea țevilor din fascicul):

Lungimea schimbătorului de căldură se rotunjește constructiv la valoarea superioară de 0.1 m. Astfel, lungimea țevilor din fascicul devine: .

Calculul de verificare al izolației schimbătorului

Pentru a nu permite ca o parte semnificativă din căldura utilă a agentului termic primar să se piardă în mediul înconjurător este necesar a izola termic cât mai bine schimbătorul de căldură. În calculul termic al schimbătorului de căldură se impune inițial valoarea randamentului izolație termice. Printr-un calcul tehnico-economic se poate stabili grosimea optimă a izolației.

Schimbătorul de căldură are mantaua tubulară

Deobicei grosimea izolației este cuprinsă între 20-60 mm. Prin alegerea unui strat termoizolant se va verifica randamentul izolației termice impuse inițial

.

Randamentul izolației termice este dat de relația: sau .

Qtot – fluxul termic cedat de agentul termic primar:

Qp – fluxul termic pierdut prin mantaua și capacele aparatului, precum și prin porțiunile neizolate.

Pierderile de căldură prin capace, guri de vizitare, racorduri, șuțuri etc se apreciază cu aproximație ca fiind:

Fluxul de căldură pierdut prin mantaua schimbătorului este definit de relația :

– temperatura medie a fluidului aflat în interiorul mantal:

– temperatura medie a mediului înconjurător:

– lungimea mantalei

– diamentrul exterior al mantalei

– coeficientul de transfer de căldură la interiorul mantalei

– coeficientul de conductivitate termică pentru oțel

– coeficientul de conductivitate termică pentru izolația termică:

– coeficientul de transfer de căldură la suprafața exterioară a mantalei

Deoarece și eroarea instalată de neglijarea termenilor mici este admisibilă deci putem renunța la ei. Rezultă că fluxul de căldură pierdut prin mantaua schimbătorului devine :

Convecția la exteriorul mantalei este una liberă , fără schimbare de stare de tipul curgere peste cilindru orizontal ce se desfășoară într-un spațiu mare.

Criteriul ce caracterizează această convecție este:

Criteriul Gr depinde de diferența dintre temperatura exterioară a mantalei și temperatura medie din mediul ambiant.

rezultă:

Pentru rezolvarea acestei ecuații se recurge la o metodă iterativă:

Se alege o valoare preliminară pentru

Din și rezultă o valoare preliminară pentru :

În continuare se calculează o valoare secundară, pentru verificare ulterioară cu astfel:

Dacă și , se calculează în continuare: .

Dacă este bună

, este bună, și este:

Dacă atunci:

Dacă atunci:

Calculul hidraulic al schimbătorului de căldură

Scopul principal al acestui calcul este acela de a determina pierderile de sarcină (căderile de presiune) pe traseul celor doi agenți care circulă prin aparat. Determinarea pierderilor de sarcină este necesară pentru a dimensiona pompele sau ventilatoarele ce deservesc instalațiile în care sunt montate aparatele respective.

Pierderile de sarcină se calculează cu ajutorul unei relații de forma:

În care:

– este pierderea de sarcină necesară învingerii rezistențelor de frecare liniare care se produc în canalele cu secțiune constantă

– este pierderea de sarcină necesară învingerii rezistențelor locale, în coturi, îngustări și lărgiri de secțiune, ramificații etc

Calculul pierderilor de sarcină liniare

Pierderea de sarcină liniară în cazul curgerii unui curent izoterm se calculează cu relația:

unde:

– coeficientul de frecare liniară dependent de numărul Reynolds și de rugozitatea pereților

– lungimea porțiunii liniare prin care curge fluidul(lungimea de stabilizare a curgerii)

– diametrul interior sau diametrul echivalent hidraulic

– densitatea fluidului la temperatura și la presiunea medie a acestuia pe porțiunea considerată

– viteza medie a fluidului pe porțiunea considerată

Deoarece avem 2 treceri în schimbătorul de căldură, lungimea de stabilizare a curgerii va fi:

Pentru conductele netede, puțin rugoase λ se calculează cu o relație în funcție de Reynolds (Re=37570). Pentru Re în intervalul (3000, 100000), λ se calculează astfel:

Calculul pierderilor de sarcină locale

Aceste tipuri de pierderi se calculează cu relația: în care este coeficientul de rezistență locală care depinde de forma geometrică a rezistenței și uneori de numărul Reynolds. Acest coeficient se determină empiric.

Viteza agentului termic secundar trebuie calculată separat, ea putând lua valori astfel:

valoare preliminară aleasă din intervalul (0.5;1.5).

Diametrul racordului de intrare a agentului secundar în distribuitor se calculează cu formula:

Din: , , rezultă valoarea preliminară

Se alege o valoare cât mai apropiată de această valoare preliminară a diametrului racordului și anume: cu grosimea țevii de 3 mm rezultând valoarea diametrului interior a racordului de .

Viteza de intrare în racord a agentului secundar rămâne cea preliminară:

În continuare se calculează suma pierderilor de sarcină locale centralizând toate datele în tabelul următor:

Tabel 3.1. Pierderea de sarcină în funcție de tipul rezistenței

Suma coloanei 6 va furniza suma peirderilor de sarcină locale și anume:

Suma pierderilor totale de sarcină este:

Valoarea pierderilor totale de sarcină exprimată în metri coloană de apă este:

adică

Dimensionarea racordurilor de abur și de condens

Calculul diametrului racordului de abur

Se va alege o valoare preliminară pentru viteza aburului de condens:

Din ecuația de continuitate a curgerii se scoate: unde:

– este diametrul racordului de abur

– este debitul de abur

– este volumul specific al aburului la

Rezultă

În STAS 9377-90 găsim valoarea de 70 mm și o grosime de perete de 3.0 mm. Deci viteza aleasă inițial trebuie recalculată cu :

Valoarea diametrului interior al racrodului de abur este:

Calculul diametrului racordului de condens

Se va alege o valoare preliminară pentru viteza condensului

Din ecuația de continuitate a curgerii se scoate:

unde:

– este diametrul racordului de condens

– este debitul de abur

– este densitatea condensului la

Rezultă:
.

Din STAS 9377-90 se alege valoarea de 25 mm și o grosime de 1.5 mm.

Recalculăm viteza de curgere prin racordul de condens:

Concluzii

În lucrarea de față am încercat să scot în evidență eficiența utilizării centralei turbo-electrice împreună cu schimbătorul de căldură dimensionat în funcție de mărimea navei și de nevoile de putere și propulsie ale acesteia.

Putem observa faptul că la schimbătoarele de căldură cu agenți termici care nu-și schimbă starea de agregare, așezarea fasciculului hexagonal de țevi în manta este indiferentă în raport cu poziția de montaj a schimbătorului. La condensatoare însă se pune problema importantă a evacuării condensului de pe suprafața țevilor, astfel ca țevile să aibă o peliculă cât mai subțire de condensat, știut fiind faptul că valoarea coeficientului de transfer de căldură este cu atât mai mare cu cât rezistența termică a peliculei de condensat este mai mică și deci cu cât grosimea peliculei de condensat este mai mică.

Așezarea țevilor în corpul schimbătorului de căldură se poate face după o dispunere echidistantă a țevilor. Astfel, pe hexagoane concentrice se amplasează țevile în colțuri, pe primul hexagon fiind amplasate 6 țevi iar în continuare, la următorul pas ”s” este următorul hexagon care are țevile așezate în colțuri plus o țeavă pe fiecare latură. Următoarele hexagoane primesc progresiv câte o țeavă în plus pe fiecare latură.

Țevile pentru schimbătoare de căldură au un diametru mic deoarece cu cât este mai mic diametrul, cu atât este mai intens transferul de căldură.

Rezultă din așezarea pe hexagoane că schimbătoarele de căldură, în funcție de numărul de treceri, au un anumit număr posibil de țevi (ținându-se cont de cele la care se renunță din cauza pereților despărțitori din capace), discretizat în trepte.

În final este aproximat numărul de treceri la 2. Apoi se determină numărul total de țevi și numărul de țevi pe o trecere precum și numărul de țevi de pe o diagonală mare a hexagonului exterior.

Scopul principal al calculului hidraulic al schimbătorului de căldură este acela de a determina pierderile de sarcină (căderile de presiune) pe traseul celor doi agenți care circulă prin aparat. Determinarea pierderilor de sarcină este necesară pentru a dimensiona pompele sau ventilatoarele ce deservesc instalațiile în care sunt montate aparatele respective.

Rotirea fasciculului de țevi nu presupune și rotirea mantalei, care rămâne cu ștuțul de intrare a aburului pe coama superioară și ștuțul de evacuare a condensului pe coama inferioară.

În urma calculelor efectuate în ultimul capitol rezultă faptul că diametrul țevilor trebuie să fie de 0,024 m, dar aceasta nefiind o valoare standardizată am ales din STAS 9377-90 valoarea diametrului țevilor de 0,025 m si o grosime a acestora de 0,015 m. Pentru noua valoare a diametrului țevilor, viteza agentului termic creste si ajunge la valoarea de 0,574 m/s, de la viteza inițiala a agentului termic de 0,5 m/s.

Bibliografie

Bazil Popa și colab. Manualul inginerului termotehnician (MIT), București: Editura Tehnică, 1986

Bazil Popa, Helmuth Theil, Teodor Mădărășan Schimbătoare de căldură industriale, București: Editura Tehnică, 1977

Nicolae Dănilă – Centrale nucleare electrice, București: Editura Academiei RSR, 1973.

Corneliu Ungureanu Generatoare de abur pentru instalații energetice, clasice și nucleare, București: Editura Didactică și Pedagogică, 1978

Corneliu Ungureanu ș.a. Combustibili, instalații de ardere, cazane, Timișoara: Editura „Politehnica”, 2006, ISBN 973-9389-21-0

Nicolae Pănoiu Cazane de abur, București: Editura Didactică și Pedagogică, 1982

Gavril Creța Turbine cu abur și cu gaze, București: Editura Tehnică, 1996, ISBN 973-31-0965-7

Ioan Vlădea Tratat de termodinamică tehnică și transmiterea căldurii, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1974

Ispas Ștefan (1991). Motorul turboreactor – istorie, prezent, perspective. București: Editura Tehnică. ISBN 973-31-0273-3.

Theil Helmut (1972). Termotehnică și mașini termice. Timișoara: Litografia Univ. „Politehnica”.

https://en.wikipedia.org/wiki/Celebrity_Millennium