1. ESTIMAREA UNUI SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ CU PLĂCI

1. ESTIMAREA UNUI SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ CU PLĂCI a. Fluidul cald b. Fluidul rece c. Debitul masic total de fluid cald m 1 kg/s d. Temperatura de intrare a fluidului cald t 1i C e. Temperatura de ieşire a fluidului cald t 1e C f. Temperatura de intrare a fluid rece t i C g. Temperatura de ieşire a fluidului rece t e C h. Tipul plăcilor i. Lăţimea efectivă a canalului de curgere l cn m j. Lungimea de curgere la o trecere L 1t m k. Suprafaţa efectivă de transfer de căldură a unei plăci S 1 m l. Unghiul Chevron (5 65 ) β m. Materialul plăcii λ W/(mK) n. Pasul plăcilor s m o. Grosimea plăcii δ pl m p. Coeficientul de mărire µ - q. Numărul total de plăci n pl buc r. Diametrele racordurilor D p m s. Schema de curgere a fluidelor (N p /N p ) 1.1 CALCULUL TERMIC 1.1.1 ECUAŢIILE DE BILANŢ TERMIC ŞI TRANSFER DE CĂLDURĂ Deoarece regimul de temperaturi la care funcţionează aparatul este apropiat de cel al mediului înconjurător, ecuaţiile se vor scrie neluând în considerare schimbul de căldură cu exteriorul: Φ = m 1 c p1 t 1 = m c p t = k S t m = q Si,Se S i, e (1.1) 1.1. STABILIREA REGIMULUI DE TEMPERATURI Se calculează diferenţele de temperatură la cele două capete ale aparatului (cald şi rece): t c = t 1i - t e ; t r = t 1e - t i (1.) Se alege diferenţa maximă şi minimă de temperatură: t max = max( t c, t r ) t min = min( t c, t r ) Diferenţa medie logaritmică de temperatură : t m = t max - t min ln t (1.3) max t min În cazul în care schema de curgere a fluidelor prin aparat nu este în Figura 1.1 Diagrama variaţiei temperaturilor fluidelor în lungul suprafeţei de transfer de căldură contracurent, valoarea lui t m trebuie corectată cu un factor F, a cărui valoare este dată grafic sau tabelar, în funcţie de schema de curgere (vezi Figura 1.). 1

R = t 1i - t 1e t e - t ; Z = t e - t i i t 1i - t (1.4) e Se calculează variaţiile de temperatură ale celor două fluide şi se alege fluidul cu variaţia minimă de temperatură: t 1 = t 1i - t 1e ; t =t e - t i ; t min f = min( t 1, t ) (1.5) Temperaturile medii ale fluidelor sunt: pentru fluidul cu variaţia minimă de temperatură: t a = t i + t e (1.6) pentru celălalt fluid: t b = t a ± t m (1.7) 1.1.3 STABILIREA PROPRIETĂŢILOR TERMOFIZICE ALE FLUIDELOR Proprietăţile termofizice ale fluidelor se extrag din tabele sau diagrame pentru valori întregi ale temperaturilor care Figura 1. Factorul de corecţie al diferentei de temperatură F, pentru schimbătoare de căldură cu plăci cu schema de curgere treceri/1 trecere (valabil pentru peste 0 de plăci) în funcţie de Z încadrează temperatura medie a acestora, şi se înscriu în coloanele, 4, 5 şi 7 ale unui tabel de forma celui de mai jos; valorile corespunzătoare temperaturilor medii se calculează prin interpolare liniară şi se înscriu în coloanele 3 şi 6: Tabelul 1.1 Proprietăţile termofizice ale fluidelor Propriet. U.M. Fluid cald: Fluid rece: 0 1 3 4 5 6 7 t C ρ kg/m 3 c p J/kg K λ W/m K η Pa s ν m /s Pr - r J/kg a. c. b. Figura 1.3 Scheme de curgere: a., b. Cu o trecere în contracurent (aranjamente Z si U); c. Cu două treceri pentru ambele fluide; d. Cu o trecere pentru un fluid şi două treceri pentru celălalt fluid. d.

1.1.4 DETERMINAREA REGIMURILOR DE CURGERE Ambele fluide - curgere complexă prin spaţiul dintre plăci 1.1.4.1 Calculul sarcinii termice şi a debitului de fluid rece Φ = m 1 c p1 t 1 [kw] m = Φ c p t [kg/s] (1.8) 1.1.4. Calculul dimensiunilor geometrice de curgere Gradul în care ondulaţiile măresc suprafaţa plană depinde de pasul şi adîncimea acestora. Pentru a exprima creşterea lungimii reale de curgere fată de cea nominală se foloseste coeficientul de mărire µ, a cărui valoare variază în domeniul 1,1 1,5, având o valoare medie de 1,17. lungime reală µ = lungime nominală (1.9) În ciuda secţiunii complexe de curgere dintre plăci, intervalul mediu de curgere se defineste ca [m]: b = s - δ pl (1.10) Secţiunea de curgere a unui canal [m ]: A cn = b l cn (1.11) Diametrul mediu echivalent de curgere al unui canal [m]: 4 Sect de curgere d ech = Perim udat = 4A cn P (1.1) Deoarece P = (b + µ l cn ) şi b<<l cn : 4(b l cn ) d ech = (b + µ l cn ) b (1.13) µ Numărul aproximativ de canale pe trecere se calculează pentru fiecare fluid în funcţie de schema de curgere (vezi Figura 1.3). Pentru schema cu două treceri pentru ambele fluide: n cn/tr = n pl - 1 (1.14) N p 1.1.5 CALCULUL COEFICIENTILOR DE CONVECŢIE Calculul se face separat pentru fiecare dintre cele două fluide, urmând metodologia indicată pentru fiecare tip de transfer de căldură. 1.1.5.1 Calculul coeficientului de convecţie pentru transfer monofazic de căldură Debitul masic printr-un canal: Viteza de curgere printr-un canal: Figura 1.4 Tipuri construcţive de plăci: a- tip scândură de rufe ; b- tip chevron pasul canalelor Figura 1.5 Geometria placii m cn = m n cn/tr (1.15) w cn = m cn (1.16) ρ A cn 3 δ pl b s

Criteriul Reynolds: Re = w cn d ech ν (1.17) Nu = α d ech = J λ h Pr 0,33 c α = J h Pr 0,33 c λ d (1.18) ech unde: J h = C h Re y c = 0,17 η η coeficient de corecţie în funcţie de viscozitate; η p - viscozitatea p fluidului la temperatura peretelui, calculată ca medie arimetică a temperaturilor medii ale celor două fluide. Valorile lui C h şi y pentru diferite unghiuri de înclinare a canalelor plăcii β, în funcţie de Re sunt date în Tabelul 1.. Tabelul 1. Constante pentru calculul transferului monofazic de căldură şi a pierderilor de presiune Unghiul Chevron Transfer de căldură Pierderi de presiune β [grade] Re C h y Re K p z 30 10 0,718 0,349 <10 50 1 >10 0,348 0,663 10 100 19,40 0,589 >100,990 0,183 45 <10 0,718 0,349 <15 47 1 10 100 0,400 0,589 15 300 18,9 0,65 >100 0,300 0,663 >300 1,441 0,06 50 <0 0,630 0,333 <0 34 1 0 300 0,91 0,591 0 300 11,5 0,631 >300 0,130 0,73 >300 0,77 0,161 60 <0 0,56 0,36 <40 4 1 0 400 0,306 0,59 40 400 3,4 0,457 >400 0,108 0,703 >400 0,760 0,15 60 <0 0,56 0,36 <50 4 1 0 500 0,331 0,503 50 500,80 0,451 >500 0,087 0,718 >500 0,639 0,13 1.1.6 CALCULUL COEFICIENTULUI GLOBAL DE TRANSFER DE CĂLDURĂ Coeficientul global de transfer de căldură [m grd/w]: 1 k = 1 + R α 1 + δ pl + 1 λ 1 + R pl α (1.19) Dacă nu se iau în considerare rezistenţele termice suplimentare R 1 şi R se obţine un coeficient global teoretic k t ; coeficientul global real k r se calculează ca: k r 0,85 k t (1.0) 1.1.7 CALCULUL SUPRAFEŢEI DE TRANSFER DE CĂLDURĂ Suprafaţa de transfer de căldură calculată [m ]: S c = Φ k t m (1.1) S t = (n pl - 1) S 1 (1.) Se compară valoarea obţinută din calcul cu cea considerată iniţial; în cazul în care se constată diferenţe mari, calculul se reia. 4

1. CALCULUL CONSTRUCTIV Schema aparatului cu elemetele componente se observă în Figura 1.6. 1.3 CALCULUL FLUIDODINAMIC Pierderile totale de presiune p tot [N/m ] reprezintă suma dintre pierderile de presiune prin frecare şi cele locale: p tot = p f + p l (1.3) 1.3.1 CALCULUL PIERDERILOR DE PRESIUNE PRIN FRECARE p f = 4 f cn L p (ρ w cn ) (1.4) ρ d ech c unde: f cn = K p z - coeficientul de Re pierderi de presiune prin frecare la curgerea monofazică prin ţevi: L p = N p L 1t - lungimea totală de curgere; c = coeficient de corecţie în funcţie de viscozitate; Figura 1.6 Schimbător de căldură cu plăci. Părţi componente Valorile pentru K p şi z pentru diferite unghiuri de înclinare a canalelor plăcii β, în funcţie de Re, sunt date în Tabelul 1.. 1.3. CALCULUL PIERDERILOR LOCALE DE PRESIUNE Pierderile locale de presiune la curgerea fluidelor prin cele două racorduri de intrareieşire se calculează cu relaţia: p l = 1,3 ρ w (1.5) unde w = 4m ρπd [m/s] este viteza de curgere a fluidului prin racord, obţinută din ecuaţia de continuitate. Bibliografie [1] Saunders, E. A. D. - Heat exchangers: selection, design & construction, Longman Scientific &Technical, c1988, pg. 104-115, 364-373, 454-457. [] Carabogdan I.Gh., Badea A., s.a. - Instalaţii termice industriale, vol.i,.13, pg. 181, Ed. Tehnică, Bucureşti 5